"複数の変速歯車87,88がメインシャフト83及びカウンターシャフト84上に並べられて設けられ、エンジン61の動力をクラッチ92を介して前記メインシャフト83、カウンターシャフト84を通じて駆動輪32へ伝達させる車両用動力伝達装置において、前記メインシャフト83及び前記カウンターシャフト84のいずれか一方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段に対応させてトルク変動を吸収するトルクダンパー機構93が配置されていることを特徴とする車両用動力伝達装置。前記クラッチ92は、前記メインシャフト83に同軸状に支持された複数のクラッチ機構121,122を備え、前記エンジン61のクランクシャフト81から前記複数のクラッチ機構121,122にクラッチダンパー機構91を介して動力伝達されることを特徴とする請求項1に記載の車両用動力伝達装置。前記トルクダンパー機構93は、全変速段のうちで最も高速となるトップギヤ段に配置されていることを特徴とする請求項1又は2に記載の車両用動力伝達装置。前記メインシャフト83及び前記カウンターシャフト84の他方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段を除く変速段に対応させてトルク変動を吸収する第2のトルクダンパー機構94が配置され、この第2のトルクダンパー機構94から前記トルクダンパー機構93に設けられた変速歯車を介して前記駆動輪32への動力伝達を行うことを特徴とする請求項3に記載の車両用動力伝達装置。前記クラッチ92は、デュアルクラッチトランスミッション62の動力伝達経路を切り替えるデュアルクラッチであり、前記トルクダンパー機構93と同軸上に配置されることを特徴とする請求項1乃至4のいずれか一項に記載の車両用動力伝達装置。特許文献1では、動力伝達経路にツインクラッチが設けられるため、大型のツインクラッチによってクラッチ部の慣性モーメントが増すと共にクラッチダンパー機構衝撃吸収機構の最適化に伴ってトルク変動に起因する、好みの車両振動を十分得られず、乗り心地の更なる向上が課題となる。本発明は、上述した事情を鑑みてなされたものであり、乗り心地を更に向上させることが可能な車両用動力伝達装置を提供することを目的としている。上述した課題を解決するため、本発明は、複数の変速歯車87,88がメインシャフト83及びカウンターシャフト84上に並べられて設けられ、エンジン61の動力をクラッチ92を介して前記メインシャフト83、カウンターシャフト84を通じて駆動輪32へ伝達させる車両用動力伝達装置において、前記メインシャフト83及び前記カウンターシャフト84のいずれか一方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段に対応させてトルク変動を吸収するトルクダンパー機構93が配置されていることを特徴とする。この構成によれば、トルクダンパー機構の特性を所定の変速段に最適な特性としてトルク変動を吸収することで、トルク変動に起因する振動を抑えることで車両の乗り心地を向上させることができる。上記構成において、前記クラッチ92は、前記メインシャフト83に同軸状に支持された複数のクラッチ機構121,122を備え、前記エンジン61のクランクシャフト81から前記複数のクラッチ機構121,122にクラッチダンパー機構91を介して動力伝達されるようにしても良い。この構成によれば、クラッチの容量アップに伴い、エンジンから発生するトルク変動に対してクラッチダンパー機構を強化する場合であっても、クラッチの下流側にトルクダンパー機構を配置するときに、所定の変速段に最適なトルク特性を選択する事ができて、クラッチダンパー機構とトルクダンパー機構とでトルク変動を吸収して、車両の乗り心地をより一層向上させることができる。また、上記構成において、前記トルクダンパー機構93は、全変速段のうちで最も高速となるトップギヤ段に配置されるようにしても良い。この構成によれば、最も減速率が小さく、クランクシャフトのトルク変動の影響を受けやすい変速段にトルクダンパー機構を設けることで、伝達トルクが小さいことによるトルクダンパー機構の小型化と相俟ってトルクダンパー機構の単位捩れ角度当たりの捩れトルクを小さくすることによってダンピング効果を高めることができ、車両の高速走行時の乗り心地を向上させることができる。また、上記構成において、前記メインシャフト83及び前記カウンターシャフト84の他方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段を除く変速段に対応させて回転変動を吸収する第2のトルクダンパー機構94が配置され、この第2のトルクダンパー機構94から前記トルクダンパー機構93に設けられた変速歯車を介して前記駆動輪32への動力伝達を行うようにしても良い。この構成によれば、トルクダンパー機構及び第2のトルクダンパー機構によって、駆動輪への出力をトルクダンパー機構の変速歯車により行わせつつトップギヤ段とそれ以外の変速段による特性の異なるダンピング効果を得ることができる。また、上記構成において、前記クラッチ92は、デュアルクラッチトランスミッション62の動力伝達経路を切り替えるデュアルクラッチであり、前記トルクダンパー機構93と同軸上に配置されるようにしても良い。この構成によれば、変速段の切換えに伴う動力変化の度合いに対してクラッチの断続時のトルク変動が顕著となるトップギヤ段でのトルク変動を低減させる構造としたので、デュアルクラッチの各クラッチ機構を素早く切り替えることが可能になり、また、デュアルクラッチ、トルクダンパー機構間に介在する動力伝達部品を少なくすることによるトルク変動抑制効果を高めることができ、デュアルクラッチトランスミッションを搭載した車両の乗り心地を向上させることができる。本発明は、メインシャフト及びカウンターシャフトのいずれか一方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段に対応させてトルク変動を吸収するトルクダンパー機構が配置されているので、トルクダンパー機構の特性を所定の変速段に最適な特性としてトルク変動を吸収することで、トルク変動に起因する振動を抑えることで車両の乗り心地を向上させることができる。また、クラッチは、メインシャフトに同軸状に支持された複数のクラッチ機構を備え、エンジンのクランクシャフトから複数のクラッチ機構にクラッチダンパー機構を介して動力伝達されるので、クラッチの容量アップに伴い、エンジンから発生するトルク変動に対してクラッチダンパー機構を強化する場合であっても、クラッチの下流側にトルクダンパー機構を配置するときに、所定の変速段に最適なトルク特性を選択する事ができて、クラッチダンパー機構とトルクダンパー機構とでトルク変動を吸収して、車両の乗り心地をより一層向上させることができる。また、トルクダンパー機構は、全変速段のうちで最も高速となるトップギヤ段に配置されるので、最も減速率が小さく、クランクシャフトのトルク変動の影響を受けやすい変速段にトルクダンパー機構を設けることで、伝達トルクが小さいことによるトルクダンパー機構の小型化と相俟ってトルクダンパー機構の単位捩れ角度当たりの捩れトルクを小さくすることによってダンピング効果を高めることができ、車両の高速走行時の乗り心地を向上させることができる。また、メインシャフト及びカウンターシャフトの他方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段を除く変速段に対応させて回転変動を吸収する第2のトルクダンパー機構が配置され、この第2のトルクダンパー機構からトルクダンパー機構に設けられた変速歯車を介して駆動輪への動力伝達を行うので、トルクダンパー機構及び第2のトルクダンパー機構によって、駆動輪への出力をトルクダンパー機構の変速歯車により行わせつつトップギヤ段とそれ以外の変速段による特性の異なるダンピング効果を得ることができる。また、クラッチは、デュアルクラッチトランスミッションの動力伝達経路を切り替えるデュアルクラッチであり、トルクダンパー機構と同軸上に配置されるので、変速段の切換えに伴う動力変化の度合いに対してクラッチの断続時のトルク変動が顕著となるトップギヤ段でのトルク変動を低減させる構造とすることで、デュアルクラッチの各クラッチ機構を素早く切り替えることが可能になり、また、デュアルクラッチ、トルクダンパー機構間に介在する動力伝達部品を少なくすることによるトルク変動抑制効果を高めることができ、デュアルクラッチトランスミッションを搭載した車両の乗り心地を向上させることができる。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。なお、説明中、前後左右および上下といった方向の記載は、特に記載がなければ車体に対する方向と同一とする。また、各図に示す符号FRは車体前方を示し、符号UPは車体上方を示し、符号LEは車体左方を示している。<第1実施形態>図1は、本発明の第1実施形態を適用した自動二輪車10を示す左側面図である。自動二輪車10は、クルーザーアメリカンタイプの車両であり、骨格となる車体フレーム11を備えている。車体フレーム11は、前端部を構成するヘッドパイプ12と、このヘッドパイプ12の上部から後方斜め下方に延びるメインフレーム13と、このメインフレーム13の後端から後方斜め下方に延びる左右一対のシートレール14,14手前側の符号14のみ図示と、ヘッドパイプ12の下部から下方斜め後方そして後方へ延びる左右一対のダウンフレーム16,16手前側の符号16のみ図示と、上記シートレール14,14及びダウンフレーム16,16のそれぞれの後端部を連結する左右一対のピボットプレート17,17手前側の符号17のみ図示と、メインフレーム13及びダウンフレーム16,16間に渡された左右一対の補強フレーム18,18手前側の符号18のみ図示とからなる。自動二輪車10は、上記の車体フレーム11と、ヘッドパイプ12に操舵自在に取付けられたフロントフォーク21と、このフロントフォーク21の下端部に車軸22を介して取付けられた前輪23と、フロントフォーク21の上端部に取付けられたバーハンドル24と、ダウンフレーム16,16及びピボットプレート17,17に取付けられたパワーユニット26と、ピボットプレート17,17にピボット軸27を介して上下揺動自在に取付けられたスイングアーム28と、このスイングアーム28の後端部に車軸31を介して取付けられた後輪32と、上端がシートレール14,14に取付けられるとともに下端が上部取付部材33を介してスイングアーム28に取付けられたリヤクッションユニット34と、メインフレーム13の上部に取付けられた燃料タンク36と、シートレール14,14の後部に取付けられて後輪32の上方を覆うリヤフェンダ37と、燃料タンク36の後方でシートレール14,14及びリヤフェンダ37の上部に取付けられたシート38とを備える。パワーユニット26の動力は、後で詳述する変速機62の出力軸に取付けられた駆動スプロケット41からチェーン42を介して後輪32に取付けられた被動スプロケット43に伝達され、後輪32が駆動される。駆動スプロケット41、チェーン42及び被動スプロケット43は、チェーン伝動機構45を構成している。また、上記の変速機62及びチェーン伝動機構45は、自動二輪車10の動力伝達装置47を構成している。ここで、符号51はヘッドランプ、52,53はシート38を構成する運転者用シート及び同乗者用シート、54はテールランプ、56,56手前側の符号56のみ図示はリヤウインカである。図2は、自動二輪車10のパワーユニット26を示す左側面図である。パワーユニット26は、車体前側に設けられたエンジン61と、このエンジン61の後部に一体的に設けられた変速機62とからなる。エンジン61は、クランクケース64と、このクランクケース64の上部にV字状に取付けられた前側シリンダ部66及び後側シリンダ部67とを備える。前側シリンダ部66は、クランクケース64側から順にシリンダブロック71F、シリンダヘッド72F、ヘッドカバー73Fが組み付けられ、後側シリンダ部67は、クランクケース64側から順にシリンダブロック71R、シリンダヘッド72R、ヘッドカバー73Rが組み付けられ、シリンダヘッド72F,72R間にスロットルボディ75が接続されている。エンジン61は、クランクケース64に紙面表裏方向に延びるクランクシャフト81が回転自在に取付けられ、変速機62は、クランクケース64に中間シャフト82、メインシャフト83及びカウンターシャフト84がそれぞれ回転自在に取付けられている。クランクシャフト81にはクランクギヤ81aが設けられ、中間シャフト82には中間第1ギヤ82a及びこの中間第1ギヤ82aより小径の中間第2ギヤ82bが設けられ、メインシャフト83にはクラッチダンパーギヤ86が回転自在に嵌合されるとともにメインシャフトギヤ群87が設けられ、カウンターシャフト84にはカウンターシャフトギヤ群88が設けられている。クランクギヤ81aは中間第1ギヤ82aに噛み合い、中間第2ギヤ82bはクラッチダンパーギヤ86に噛み合い、メインシャフトギヤ群87はカウンターシャフトギヤ群88に噛み合うことで、動力はクランクシャフト81から中間シャフト82へ伝わり、中間シャフト82から後述するクラッチダンパー機構及びデュアルクラッチを介してメインシャフト83に伝わる、或いはメインシャフト83からカウンターシャフト84に伝わった後に再度メインシャフト83に伝わって駆動スプロケット41から出力される。なお、符号89はシフトドラムである。図3は、図2のIII-III線断面図である。変速機62は、左ケース64L及び右ケース64Rからなるクランクケース64にそれぞれ回転自在に支持された中間シャフト82、メインシャフト83及びカウンターシャフト84と、中間シャフト82の中間第2ギヤ82bに噛み合うとともにメインシャフト83に回転自在に支持されたクラッチダンパー機構91と、このクラッチダンパー機構91に連結されるとともにメインシャフト83に回転自在に支持されたデュアルクラッチ92と、メインシャフト83上に設けられた複数のギヤからなるメインシャフトギヤ群87と、このメインシャフトギヤ群87に常時噛み合うようにカウンターシャフト84上に設けられた複数のギヤからなるカウンターシャフトギヤ群88と、メインシャフト83及びカウンターシャフト84のそれぞれの端部に設けられたトルクダンパー機構93,94と、メインシャフト83側のトルクダンパー機構93に連結された出力軸96と、上記メインシャフトギヤ群87及びカウンターシャフトギヤ群88の変速操作を行うギヤシフト機構不図示と、デュアルクラッチ92を断続するためにデュアルクラッチ92に油圧を供給するクラッチ用油圧供給装置不図示と、ギヤシフト機構及びクラッチ用油圧供給装置を制御する制御装置不図示とから構成されたデュアルクラッチ式変速機デュアルクラッチトランスミッションである。出力軸96には、駆動スプロケット41がボルト98で取付けられている。中間シャフト82は、クランクケース64に一対の軸受101,102を介して回転自在に支持されている。メインシャフト83は、長尺の内シャフト103と、この内シャフト103に同軸に配置され且つ内シャフト103の外側に滑り軸受104を介して回転自在に嵌合された外シャフト105とからなり、メインシャフト83の一端部の内シャフト103がクランクケース64に出力軸96及び滑り軸受107を介して回転自在に支持され、メインシャフト83の中間部の外シャフト105がクランクケース64に2つの軸受108,108を介して回転自在に支持されている。カウンターシャフト84は、クランクケース64に一対の軸受111,112を介して回転自在に支持されている。クラッチダンパー機構91は、外シャフト105側に対して回転自在に支持されたクラッチダンパーギヤ86と、このクラッチダンパーギヤ86に隣接するとともにクラッチダンパーギヤ86の中央に設けられたボス部86aに回動自在に支持されたクラッチアウタ114と、これらのクラッチダンパーギヤ86及びクラッチアウタ114のそれぞれによって周方向に挟まれるように配置された複数の圧縮コイルばね115とからなり、クランクシャフト81図2参照に発生するトルク変動を吸収してデュアルクラッチ92側に伝わりにくくする。ここで、トルク変動とは、トルク変動に伴う回転変動を含むものをいう。図4は、デュアルクラッチ92を示す断面図である。デュアルクラッチ92は、メインシャフト83を中心として配置された湿式多板型の第1クラッチ121及び第2クラッチ122からなり、これらの第1クラッチ121及び第2クラッチ122は、半径方向の最も外側にそれぞれに共通の構成としてクラッチダンパー機構91とで兼用するクラッチアウタ114を備える。第1クラッチ121は、外シャフト105の外周面に内筒部125aが固定されたクラッチセンター125と、クラッチセンター125の内筒部125aに固定されたクラッチピストンガイド126と、クラッチセンター125の内筒部125aに同心状に設けられた外筒部125bとクラッチピストンガイド126に設けられた内筒部126aとの間でメインシャフト83の軸方向に移動自在に配置されたクラッチピストン127と、このクラッチピストン127に一端が当てられた圧縮コイルばね128の他端によってクラッチセンター125側に押し付けられたキャンセラープレート131と、クラッチセンター125の外周部に形成された受圧板部125dとクラッチピストン127の外周部に形成された加圧板部127dとの間に交互に挟持される複数の駆動摩擦板133及び複数の被動摩擦板134とからなる。クラッチセンター125は、外シャフト105にナット135で固定された内筒部125aと、この内筒部125aから半径方向外側に延びる円板部125eと、この円板部125eからメインシャフト83の軸方向に延びる外筒部125bとからなり、内筒部125a、外筒部125b及び円板部125eから環状の凹部125fが形成され、円板部125eの外筒部125bより半径方向外側に受圧板部125dを備え、外筒部125bの外周面に複数の被動摩擦板134の内周縁がスプライン結合されている。このように、クラッチセンター55と被動摩擦板134とがスプライン結合されることでクラッチセンター55と被動摩擦板134とが一体に回転可能となる。クラッチピストンガイド126は、クラッチセンター125の内筒部125aに固定された内筒部126aと、この内筒部126aの端部から半径方向外側に延びる円板部126bとからなる断面L字形状の部品である。クラッチピストン127は、クラッチピストンガイド126の内筒部126aに移動自在に嵌合された内筒部127aと、この内筒部127aから半径方向外側に延びる径方向延出部127bと、この径方向延出部127bの外周側端部に形成された外筒部127cと、この外筒部127cの一端部から半径方向外側に延びる加圧板部127dとからなる。クラッチピストンガイド126とクラッチピストン127との間には第1油室136が形成され、クラッチピストン127とキャンセラープレート131との間には第2油室137が形成されている。第2クラッチ122は、内シャフト103の外周面に内筒部141aが固定されたクラッチセンター141と、クラッチセンター141の内筒部141aに固定されたクラッチピストンガイド126と、クラッチセンター141の内筒部141aに同心状に設けられた外筒部141bとクラッチピストンガイド126の内筒部126aとの間でメインシャフト83の軸方向に移動自在に配置されたクラッチピストン127と、このクラッチピストン127に一端が当てられた圧縮コイルばね128の他端によってクラッチセンター125側に押し付けられたキャンセラープレート131と、クラッチセンター141の外周部に形成された受圧板部141dとクラッチピストン127の外周部に形成された加圧板部127dとの間に交互に挟持される複数の駆動摩擦板133及び複数の被動摩擦板134とからなる。クラッチセンター141は、内シャフト103にナット142で固定された内筒部141aと、この内筒部141aから半径方向外側に延びる円板部141eと、この円板部141eからメインシャフト83の軸方向に延びる外筒部141bと、この外筒部141bの端部から半径方向外側に延びる受圧板部141dとからなり、内筒部141a、外筒部141b及び円板部141eから環状の凹部141fが形成され、外筒部141bの外周面に複数の被動摩擦板134の内周縁がスプライン結合されている。このように、クラッチセンター141と被動摩擦板134とがスプライン結合されることでクラッチセンター141と被動摩擦板134とが一体に回転可能となる。クラッチピストンガイド126とクラッチピストン127との間には第1油室136が形成され、クラッチピストン127とキャンセラープレート131との間には第2油室137が形成されている。クラッチアウタ114は、その内周面が第1クラッチ121及び第2クラッチ122にそれぞれ備える複数の駆動摩擦板133とスプライン結合され、クラッチアウタ114と駆動摩擦板133とが一体に回転可能となる。第1クラッチ121及び第2クラッチ122において、第1油室136に図示せぬクラッチ用油圧供給装置から油圧を供給することで、クラッチピストン127がクラッチセンター125又はクラッチセンター141の円板部125e又は円板部141e側にスライドし、クラッチセンター125又はクラッチセンター141の受圧板部125d又は受圧板部141dとクラッチピストン127の加圧板部127dとの間で駆動摩擦板133と被動摩擦板134とが押圧されて密着し、クラッチアウタ114とクラッチセンター125又はクラッチセンター141とが一体回転する状態、即ち、第1クラッチ121又は第2クラッチ122の接続状態となる。そして、第1油室136への油圧の供給が停止されると、クラッチピストン127が圧縮コイルばね128によってクラッチピストンガイド126側に戻され、第1クラッチ121又は第2クラッチ122は切断状態になる。上記したように、第1クラッチ121は外シャフト105に連結され、第2クラッチ122は内シャフト103に連結されているため、クランクシャフト81図2参照側からクラッチアウタ114に入力された動力は、第1クラッチ121及び第2クラッチ122の接続状態に応じて内シャフト103、外シャフト105に個別に伝達される。第1クラッチ121、第2クラッチ122の接続状態は、クラッチ用油圧供給装置不図示からの油圧供給の有無により個別に制御される。そして、通常、第1クラッチ121、第2クラッチ122の一方を接続状態とするとともに他方を切断状態とする。図5は、変速機の要部を示す断面図である。メインシャフト83に設けられたメインシャフトギヤ群87からカウンターシャフト84に設けられたカウンターシャフトギヤ群88へ回転が伝わるので、メインシャフトギヤ群87は駆動側、カウンターシャフトギヤ群88は被動側となる。メインシャフトギヤ群87は、外シャフト105の外周面に支持された奇数変速段1速、3速、5速に対応する駆動側奇数変速ギヤ群87Aと、内シャフト103の外周面に支持された偶数変速段2速、4速、6速に対応する駆動側偶数変速ギヤ群87Bとからなる。駆動側奇数変速ギヤ群87Aは、外シャフト105の外周面にスプライン結合され且つ外シャフト105の軸方向に移動可能に支持された1速用駆動ギヤ151と、外シャフト105の外周面にスプライン結合され且つ外シャフト105の軸方向に移動不能に支持された3速用駆動ギヤ153と、外シャフト105の外周面に回転自在に且つ外シャフト105の軸方向に移動不能に支持された5速用駆動ギヤ155とからなる。1速用駆動ギヤ151の側面には、メインシャフト83の軸方向に突出するドグ歯151aが設けられ、5速用駆動ギヤ155の側面にはメインシャフト83の軸方向に凹んだドグ穴155cが設けられている。1速用駆動ギヤ151が5速用駆動ギヤ155側へスライドした時には、ドグ歯151aがドグ穴155cに挿入され、1速用駆動ギヤ151と5速用駆動ギヤ155とが結合して一体的に回転可能となる。駆動側偶数変速ギヤ群87Bは、内シャフト103の外周面に回転自在に且つ内シャフト103の軸方向に移動不能に支持された2速用駆動ギヤ152と、内シャフト103の外周面にスプライン結合され且つ内シャフト103の軸方向に移動可能に支持された4速用駆動ギヤ154と、出力軸96に一体成形された6速用駆動ギヤ156とからなる。6速用駆動ギヤ156には、内シャフト103のトルク変動を吸収して出力軸96へ伝わりにくくするトルクダンパー機構93が付設されている。トルクダンパー機構93は、主たる構成として、6速用駆動ギヤ156と、この6速用駆動ギヤ156に隣接するとともに出力軸96に設けられた端部筒部96aに回動自在に支持された回動プレート161と、これらの6速用駆動ギヤ156及び回動プレート161のそれぞれによって周方向に挟まれるように配置された複数の圧縮コイルばね162~164符号163,164は図6A参照とからなる。2速用駆動ギヤ152の側面にはメインシャフト83の軸方向に突出するドグ歯152aが設けられ、4速用駆動ギヤ154の一方の側面にはメインシャフト83の軸方向に凹んだドグ穴154cが設けられ、4速用駆動ギヤ154の他方の側面にはメインシャフト83の軸方向に突出するドグ歯154aが設けられ、6速用駆動ギヤ156に隣接する回動プレート162の側面にはメインシャフト83の軸方向に凹んだドグ穴162cが設けられている。4速用駆動ギヤ154が2速用駆動ギヤ152側へスライドした時には、ドグ穴154cにドグ歯152aが挿入され、4速用駆動ギヤ154と2速用駆動ギヤ152とが結合して一体に回転可能となる。4速用駆動ギヤ154が6速用駆動ギヤ156側へスライドした時には、ドグ歯154aがドグ穴162cに挿入され、4速用駆動ギヤ154と6速用駆動ギヤ156とがトルクダンパー機構93の回動プレート161及び圧縮コイルばね162~164を介して結合してほぼ一体に回転可能となる。カウンターシャフトギヤ群88は、駆動側奇数変速ギヤ群87Aに常時噛み合う被動側奇数変速ギヤ群88Aと、駆動側偶数変速ギヤ群87Bに常時噛み合う被動側偶数変速ギヤ群88Bとからなる。被動側奇数変速ギヤ群88Aは、カウンターシャフト84の外周面に回転自在に且つカウンターシャフト84の軸方向に移動不能に支持された1速用被動ギヤ171と、カウンターシャフト84の外周面にスプライン結合され且つカウンターシャフト84の軸方向に移動不能に支持された3速用被動ギヤ173と、カウンターシャフト84の外周面にスプライン結合され且つカウンターシャフト84の軸方向に移動可能に支持された5速用被動ギヤ175とからなる。1速用被動ギヤ171は、1速用駆動ギヤ151に噛み合い、3速用被動ギヤ173は、3速用駆動ギヤ153に噛み合い、5速用被動ギヤ175は、5速用駆動ギヤ155に噛み合っている。1速用被動ギヤ171の側面には、カウンターシャフト84の軸方向に凹んだドグ穴171cが設けられ、5速用被動ギヤ175の一方の側面にはカウンターシャフト84の軸方向に突出するドグ歯175aが設けられ、5速用被動ギヤ175の他方の側面にはカウンターシャフト84の軸方向に突出するドグ歯175bが設けられ、3速用被動ギヤ173の側面にはカウンターシャフト84の軸方向に凹んだドグ穴173cが設けられている。5速用被動ギヤ175が1速用被動ギヤ171側へスライドした時には、ドグ歯175aがドグ穴171cに挿入され、1速用被動ギヤ171と5速用被動ギヤ175とが結合して一体に回転可能となる。また、5速用被動ギヤ175が3速用被動ギヤ173側へスライドした時には、ドグ歯175bがドグ穴173cに挿入され、3速用被動ギヤ173と5速用被動ギヤ175とが結合して一体に回転可能となる。被動側偶数変速ギヤ群88Bは、カウンターシャフト84の外周面にスプライン結合され且つ内シャフト103の軸方向に移動可能に支持された2速用被動ギヤ172と、カウンターシャフト84の外周面に回転自在に且つカウンターシャフト84の軸方向に移動不能に支持された4速用被動ギヤ174と、カウンターシャフト84に回動自在に支持された6速用被動ギヤ176とからなる。2速用被動ギヤ172は、2速用駆動ギヤ152に噛み合い、4速用被動ギヤ174は、4速用駆動ギヤ154に噛み合い、6速用被動ギヤ176は、6速用駆動ギヤ156に噛み合っている。6速用被動ギヤ176には、カウンターシャフト84のトルク変動を吸収して出力軸96へ伝わらないようにするトルクダンパー機構94が付設されている。即ち、トルクダンパー機構94は、主たる構成として、6速用被動ギヤ176と、この6速用被動ギヤ176に隣接するとともにカウンターシャフト84に一体成形された回動プレート181と、これらの6速用被動ギヤ176及び回動プレート181のそれぞれによって周方向に挟まれるように配置された複数の圧縮コイルばね182~184符号183,184は不図示とからなり、基本構造は、図6A,Bに示したトルクダンパー機構93と同一である。2速用被動ギヤ172の側面にはカウンターシャフト84の軸方向に突出するドグ歯172aが設けられ、4速用被動ギヤ174の側面にはカウンターシャフト84の軸方向に凹んだドグ穴174cが設けられている。2速用被動ギヤ172が4速用被動ギヤ174側へスライドした時には、ドグ歯172aがドグ穴174cに挿入され、4速用被動ギヤ174と2速用被動ギヤ172とが結合して一体に回転可能となる。図6は、トルクダンパー機構を示す説明図であり、図6Aはトルクダンパー機構の正面図、図6Bは図6AのB-B線断面図である。図6Aにおいて、トルクダンパー機構94は、主たる構成として、6速用被動ギヤ176と、この6速用被動ギヤ176の一側面に形成された凹部176aに回動自在に配置された回動プレート181と、これらの6速用被動ギヤ176及び回動プレート181のそれぞれの間に形成された複数の空間191,192,192,193,193に収容された圧縮コイルばね182,183,183,184,184とからなる。空間191,192,192,193,193は、それぞれ周方向に延び、空間191の長さ空間191の内端面間の距離。以下同様。はL1、空間192の長さはL2、空間193の長さは、L3である。空間191に収容される圧縮コイルばね182は自由高さが長さL1より大きく、圧縮されて取付け高さがL1とされている。従って、空間191の内端面と圧縮コイルばね182の端面との隙間は無い。空間192に収容される圧縮コイルばね183は、その自由高さがL2より小さく、空間192の内端面と圧縮コイルばね183の端面とは、片側で隙間C1を有する。空間193に収容される圧縮コイルばね184は、その自由高さがL3より小さく、空間193の内端面と圧縮コイルばね184の端面とは、片側で隙間C2を有する。隙間C2は隙間C1より大きいC2>C1。上記した隙間C1,C2は、6速用被動ギヤ176と回動プレート181とが相対回転したときの圧縮コイルばね183,184の圧縮開始タイミングに影響する。圧縮コイルばね182の両側には空間191の内端面との間に隙間が無いために、圧縮コイルばね182は上記相対回転開始と共に圧縮が開始され、その後、上記相対回転が進むにつれて小さい隙間C1の圧縮コイルばね183が圧縮され始め、最後に大きい隙間C2の圧縮コイルばね184の圧縮が開始される。また、圧縮コイルばね182,183,184は、この順に線径が次第に大きくなっているため、ばね定数もその順に次第に大きくなっている。図6Bにおいて、空間193は、その横断面の内面が圧縮コイルばね184の外径よりわずかに大きい円形に形成され、6速用被動ギヤ176及び回動プレート181は、それぞれ空間193を形成するための断面半円形のばね収容凹部176b,181bを有する。また、6速用被動ギヤ176及び回動プレート181は、他の空間191,192図6A参照を形成するための断面半円形のばね収容凹部をも有する。なお、符号195は6速用被動ギヤ176と回動プレート181とを密着させるための押圧力を発生させる皿ばね、196は皿ばね195の内周面を支持する皿ばね支持部材、197は皿ばね支持部材196をカウンターシャフト84から外れないようにする止め輪である。図7は、トルクダンパー機構の特性を示すグラフである。グラフの縦軸はトルクダンパー機構の6速用被動ギヤ又は6速用駆動ギヤと回動プレートとが相対回転するときの捩れトルク、横軸は6速用被動ギヤ又は6速用駆動ギヤと回動プレートとの相対回転角度としての捩れ角度である。また、グラフ中の実線は6速段用のトルクダンパー機構93図5参照の特性、破線は1~5速段用のトルクダンパー機構94図5参照の特性を示している。なお、グラフの各特性については、図7と共に図6A,Bに基づいて説明する。まず、1~5速段用のトルクダンパー機構94の特性について説明する。捩れ角度がゼロ~α1では、圧縮コイルばね182が圧縮されることで捩れトルクがTS2~T2に直線的に増加する。捩れトルクTS2は圧縮コイルばね182の取付時荷重により発生するトルクである。捩れ角度がα1では、2つの圧縮コイルばね183が圧縮され始め、捩れ角度がα1~α3では、圧縮コイルばね182及び圧縮コイルばね183,183が圧縮されることで、捩れトルクがT2~T3に直線的に増加する。捩れ角度がα3では、2つの圧縮コイルばね184が圧縮され始め、捩れ角度がα3~α5では、圧縮コイルばね182、圧縮コイルばね183,183及び圧縮コイルばね184,184が圧縮されることで、捩れトルクがT3~T6に直線的に増加する。このように、トルクダンパー機構94の特性は、次第に増加する3つの傾きを有する3段特性となっている。即ち、捩れ角度ゼロ~α1が1段目、捩れ角度α1~α3が2段目、捩れ角度α3~α5が3段目の特性を示している。次に6速段用のトルクダンパー機構93の3段特性について説明する。捩れ角度がゼロ~α2では、1段目の圧縮コイルばねが圧縮されることで捩れトルクがTS1~T1に直線的に増加する。捩れトルクTS1は1段目の圧縮コイルばねの取付時荷重により発生するトルクである。捩れ角度がα2では、2段目の圧縮コイルばねが圧縮され始め、捩れ角度がα2~α4では、1段目の圧縮コイルばね及び2段目の圧縮コイルばねが圧縮されることで、捩れトルクがT1~T4に直線的に増加する。捩れ角度がα4では、3段目の圧縮コイルばねが圧縮され始め、捩れ角度がα4~α5では、1段目の圧縮コイルばね、2段目の圧縮コイルばね及び3段目の圧縮コイルばねが圧縮されることで、捩れトルクがT4~T5に直線的に増加する。このように、トルクダンパー機構93の特性は、次第に増加する3つの傾きを有する3段特性となっている。このトルクダンパー機構93は、減速率が最も小さくトルク変動の影響を受けやすい6速段でのみ作用するため、トルク変動の減衰効果を高めるために、1段目の傾きを、1~5速段用のトルクダンパー機構94の1段目の傾きよりも小さくするか同等とし、1段目の最大捩れ角度をα1より大きいα2としている。ただし、トルクダンパー機構93へ大きな入力が作用する場合に備えて、2段目、3段目の傾きを1~5速段用のトルクダンパー機構94の2段目、3段目の傾きよりも大きくしている。以上に述べた自動二輪車10の動力伝達装置47における動力伝達を次に説明する。図2及び図3において、エンジン61のクランクシャフト81の動力は、クランクギヤ81aから中間シャフト82の中間第1ギヤ82a、中間第2ギヤ82bを介してクラッチダンパー機構91のクラッチダンパーギヤ86に伝わる。クラッチダンパー機構91では、圧縮コイルばね115によってトルク変動が吸収され、動力はデュアルクラッチ92に伝わる。図4において、デュアルクラッチ92では、動力は、クラッチアウタ114から第1クラッチ121及び第2クラッチ122にそれぞれ設けられた複数の駆動摩擦板133に伝わる。図5において、動力は、メインシャフト83上に設けられたメインシャフトギヤ群87とカウンターシャフト84上に設けられたカウンターシャフトギヤ群88との間で選択されたいずれかの変速ギヤ対により伝達されることになる。例えば、ニュートラル状態図5の状態から1速段に変速する場合は、被動側奇数変速ギヤ群88Aの5速用被動ギヤ175を図5の右方へ移動させ、5速用被動ギヤ175のドグ歯175aを1速用被動ギヤ171のドグ穴171cに挿入し、5速用被動ギヤ175と1速用被動ギヤ171とを結合させる。これにより、1速用被動ギヤ171とカウンターシャフト84とは5速用被動ギヤ175を介して一体回転可能になる。この状態で、図4において、第1クラッチ121及び第2クラッチ122のうちの第1クラッチ121を接続状態にする、即ち、第1クラッチ121において、図示せぬクラッチ用油圧供給装置から第1油室136に油圧を供給してクラッチピストン127をキャンセラープレート131側へ移動させることでクラッチピストン127に設けられた加圧板部127dが複数の駆動摩擦板133と複数の被動摩擦板134とを押し付けて密着させて、第1クラッチ121を接続状態にする。このとき、第2クラッチ122は切断状態にある。図4、図5において、第1クラッチ121が接続されることで、動力は、駆動摩擦板133から被動摩擦板134、クラッチセンター125そしてメインシャフト83の外シャフト105に伝わり、更に、1速用駆動ギヤ151、1速用被動ギヤ171、5速用被動ギヤ175及びカウンターシャフト84に順に伝わる。更に、動力は、カウンターシャフト84に設けられたトルクダンパー機構94から6速用駆動ギヤ156が一体に設けられた出力軸96に伝わる。トルクダンパー機構94では、圧縮コイルばね182、183,184符号182のみ図示によってトルク変動が吸収され、出力軸96にトルク変動が伝わりにくくなる。次に、1速段から2速段に変速する場合は、駆動側偶数変速ギヤ群87Bの4速用駆動ギヤ154を図5の右方へ移動させ、4速用駆動ギヤ154のドグ穴154cに2速用駆動ギヤ152のドグ歯152aを挿入し、4速用駆動ギヤ154と2速用駆動ギヤ152とを結合させる。これにより、2速用駆動ギヤ152と内シャフト103とは4速用駆動ギヤ154を介して一体回転可能になる。この状態で、第1クラッチ121を切断状態にするとともに第2クラッチ122を接続状態にする、即ち、第1クラッチ121において、第1油室136への油圧の供給を停止し、第2クラッチ122において、図示せぬクラッチ用油圧供給装置から第1油室136に油圧を供給してクラッチピストン127をキャンセラープレート131側へ移動させることでクラッチピストン127に設けられた加圧板部127dが複数の駆動摩擦板133と複数の被動摩擦板134とを押し付けて密着させて、第2クラッチ122を接続状態にする。この結果、動力は、駆動摩擦板133から被動摩擦板134、クラッチセンター141そしてメインシャフト83の内シャフト103に伝わり、更に、4速用駆動ギヤ154、2速用駆動ギヤ152、2速用被動ギヤ172及びカウンターシャフト84に順に伝わる。更に、動力は、カウンターシャフト84に設けられたトルクダンパー機構94から出力軸96に伝わる。そして次に、2速段から3速段に変速する場合は、被動側奇数変速ギヤ群88Aの5速用被動ギヤ175を図5の左方へ移動させ、5速用被動ギヤ175のドグ歯175bを3速用被動ギヤ173のドグ穴173cに挿入し、5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173とを結合させる。これにより、3速用被動ギヤ173とカウンターシャフト84とは5速用被動ギヤ175を介して一体回転可能になる。この状態で、第2クラッチ122を切断状態にするとともに第1クラッチ121を接続状態にする、即ち、第2クラッチ122において、第1油室136への油圧の供給を停止し、第1クラッチ121において、図示せぬクラッチ用油圧供給装置から第1油室136に油圧を供給してクラッチピストン127をキャンセラープレート131側へ移動させることでクラッチピストン127に設けられた加圧板部127dが複数の駆動摩擦板133と複数の被動摩擦板134とを押し付けて密着させて、第1クラッチ121を接続状態にする。第1クラッチ121が接続されることで、動力は、駆動摩擦板133から被動摩擦板134、クラッチセンター125そしてメインシャフト83の外シャフト105に伝わり、更に、3速用駆動ギヤ153、3速用被動ギヤ173、5速用被動ギヤ175及びカウンターシャフト84に順に伝わる。更に、動力は、カウンターシャフト84に設けられたトルクダンパー機構94から出力軸96に伝わる。上記と同様に3速段~5速段の変速が行われ、奇数段では、外シャフト105、駆動側奇数変速ギヤ群87Aの対応する駆動ギヤ、被動側奇数変速ギヤ群88Aの対応する駆動ギヤ、カウンターシャフト84、トルクダンパー機構94、出力軸96の順に動力が伝達される。偶数段では、内シャフト103、駆動側偶数変速ギヤ群87Bの対応する駆動ギヤ、被動側偶数変速ギヤ群88Bの対応する駆動ギヤ、カウンターシャフト84、トルクダンパー機構94、出力軸96の順に動力が伝達される。5速段から6速段に変速する場合は、駆動側偶数変速ギヤ群87Bの4速用駆動ギヤ154を図5の左方へ移動させ、4速用駆動ギヤ154のドグ歯154aをトルクダンパー機構93の回動プレート161のドグ穴161cに挿入し、4速用駆動ギヤ154と回動プレート161とを結合させる。これにより、回動プレート161と内シャフト103とは4速用駆動ギヤ154を介して一体回転可能になる。この状態で、第1クラッチ121を切断状態にするとともに第2クラッチ122を接続状態にする、即ち、第1クラッチ121において、第1油室136への油圧の供給を停止し、第2クラッチ122において、図示せぬクラッチ用油圧供給装置から第1油室136に油圧を供給してクラッチピストン127をキャンセラープレート131側へ移動させることでクラッチピストン127に設けられた加圧板部127dが複数の駆動摩擦板133と複数の被動摩擦板134とを押し付けて密着させて、第2クラッチ122を接続状態にする。この結果、動力は、駆動摩擦板133から被動摩擦板134、クラッチセンター141そしてメインシャフト83の内シャフト103に伝わり、更に、4速用駆動ギヤ154、回動プレート161に伝わり、トルクダンパー機構93を介して出力軸96に伝わる。このように、6速段の場合のみカウンターシャフト84側へは動力は伝わらず、動力は、メインシャフト83からトルクダンパー機構93を通じて出力軸96に伝わる。トルクダンパー機構93では、圧縮コイルばね162、163,164符号162のみ図示によってトルク変動が吸収され、出力軸96にトルク変動が伝わりにくくなる。このように、トルクダンパー機構93は、トップギヤ段である6速段専用のものであり、最も減速率が小さく、クランクシャフト81図1参照のトルク変動の影響を受けやすい変速段にトルクダンパー機構93を設け、図7に示したように、1段目の単位捩れ角度当たりの捩れトルクを小さくする、あるいは捩れ角度をより大きくすることによりダンピング効果を高めることで、トルク変動に起因する車体振動を抑え、車両の高速走行時の乗り心地を向上させている。上記の図4及び図5において、第1クラッチ121、第2クラッチ122では、一方を接続状態にするとともに他方を切断状態にし、内シャフト103、外シャフト105の一方に連結された何れかの変速ギヤ対を用いて変速機62内の動力伝達を行うとともに、内シャフト103、外シャフト105の他方に連結された変速ギヤ対の中から次に用いるものを予め選定し、この状態から第1クラッチ121、第2クラッチ122において接続状態の一方のクラッチを切断状態とし、切断状態であった他方のクラッチを接続状態とすることで、変速機62の動力伝達が予め選定した変速ギヤ対を用いたものに切り替わり、これにより、変速機62のシフトアップ又はシフトダウンがなされる。1速段、3速段及び5速段では第1クラッチ121が接続され、2速段、4速段及び6速段では第2クラッチ122が接続される、というように、変速機62では、1速段から6速段まで1段毎に交互に第1クラッチ121及び第2クラッチ122を断続して変速が行われる。例えば、現在のシフトポジションが奇数段であれば、次のシフトポジションは偶数段となるので、偶数段の変速ギヤ対を用いての動力伝達が可能な状態を予め作り出す。このとき、第1クラッチ121又は第2クラッチ122は接続状態であるが、第2クラッチ122は切断状態にあり、内シャフト103及び偶数段の変速ギヤ対にはエンジンの動力が伝達されない。その後、図示せぬ制御装置がシフトタイミングに達したと判断した際には、第1クラッチ121を切断状態にするとともに第2クラッチ122を接続状態にすることで、予め選定した次のシフトポジションに対応する変速ギヤ対を用いた動力伝達に切り替わる。これにより、変速時のタイムラグや動力伝達の途切れを生じさせない迅速かつスムーズな変速が可能となる。また、各ドグ歯とドグ穴とを介してギヤの何れかと対応するギヤとが相対回転不能に係合することでメインシャフト83、カウンターシャフト84間で1速段~6速段の何れかの変速ギヤ対を選択的に用いた動力伝達が可能となる。なお、各ギヤ間のドグ歯とドグ穴との係合が全て解除された状態では、メインシャフト83、カウンターシャフト84間の動力伝達が不能となり、ニュートラル状態となる。メインシャフト83の端部に設けられたトルクダンパー機構93は、4速用駆動ギヤ154が回動プレート161に結合してシフトポジションが6速段に設定されたときに、内シャフト103の回転が出力軸96に伝わる際のトルク変動を吸収し、内シャフト103から出力軸96にトルク変動を伝わりにくくする。カウンターシャフト84の端部に設けられたトルクダンパー機構94は、シフトポジションが1速段~5速段に設定されたときに、カウンターシャフト84の回転が6速用被動ギヤ176を介して出力軸96に伝わる際のトルク変動を吸収し、カウンターシャフト84から出力軸96にトルク変動を伝わりにくくする。<第2実施形態>図8は、本発明の第2実施形態の変速機を示す断面図である。変速機201は、図5に示した第1実施形態の変速機62に対してトルクダンパー機構93,94を備えていないデュアルクラッチ式変速機であり、具体的な構成として、変速機62に対して出力軸202及びカウンターシャフト203が異なる。出力軸202は、メインシャフト83の内シャフト103の端部に回転自在に支持され、出力軸202の一端部に6速用駆動ギヤ202aが一体成形され、出力軸202の他端部に駆動スプロケット41がボルト98で取付けられている。6速用駆動ギヤ202aは、2速用駆動ギヤ152、4速用駆動ギヤ154と共に駆動側偶数変速ギヤ群87Cを構成し、駆動側奇数変速ギヤ群87Aと駆動側偶数変速ギヤ群87Cとは、メインシャフトギヤ群205を構成している。6速用駆動ギヤ202aの側面には、メインシャフト83の軸方向に凹んだドグ穴202cが設けられている。4速用駆動ギヤ154が6速用駆動ギヤ202a側へスライドした時には、ドグ歯154aがドグ穴202cに挿入され、4速用駆動ギヤ154と6速用駆動ギヤ202aとが結合して一体に回転可能となる。カウンターシャフト203は、クランクケース64に一対の軸受111,112を介して回転自在に支持され、カウンターシャフト203の一端部に6速用駆動ギヤ202aに噛み合う6速用被動ギヤ203aが一体成形されている。6速用被動ギヤ203aは、2速用被動ギヤ172、4速用被動ギヤ174と共に被動側偶数変速ギヤ群88Cを構成し、被動側奇数変速ギヤ群88Aと被動側偶数変速ギヤ群88Cとは、カウンターシャフトギヤ群206を構成している。図9は、第2実施形態の変速機に備えるギヤの一例を説明する説明図であり、図9Aは3速用被動ギヤ173の正面図、図9Bは図9AのB-B線断面図である。図9A及び図9Bにおいて、変速機201図8参照に備える3速用被動ギヤ173は、カウンターシャフト84図8参照に回転自在に嵌合するように形成された嵌合穴173eと、3速用駆動ギヤ153図8参照に噛み合う歯部173fと、一方の側面173gに形成された4つのドグ穴173cとを備える。図10は、第2実施形態の変速機に備えるギヤの他の一例を示す説明図であり、図10Aは5速用被動ギヤ175の正面図、図10Bは図10AのB-B線断面図、図10Cは図10AのC-C線断面図である。図10A~図10Cにおいて、5速用被動ギヤ175は、カウンターシャフト203図8参照とスプライン結合する雌スプライン175eと、5速用駆動ギヤ155と噛み合う歯部175fと、一方の側面175gから軸方向に突出するドグ歯175aと、他方の側面175hから軸方向に突出するドグ歯175b,175cとを備える。ドグ歯175b,175cは周方向に交互に並んでいる。ドグ歯175bの高さは側面175hからH1であり、ドグ歯175cの高さは側面175hからH2であり、高さH1は高さH2よりも高くなっているH1>H2。以上の図8、図9及び図10において、例えば、5速用被動ギヤ175が3速用被動ギヤ173側へ移動し、5速用被動ギヤ175のドグ歯175b,175cが、図9Aに2点鎖線で示すように、3速用被動ギヤ173の一つのドグ穴173cに挿入されることで、5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173とが一体に回転可能になる。ドグ歯175b,175cがドグ穴173cに挿入される際、まず、ドグ歯175cより高いドグ歯175bが3速用被動ギヤ173の側面173gに当たる。そして、5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173との相対回転及び5速用被動ギヤ175の3速用被動ギヤ173側への移動に伴い、低いドグ歯175cが側面173gに当たったときには、既にドグ歯175bがドグ穴173cに入り込み始めた状態にあり、この状態から更に5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173との相対回転が進むと、ドグ歯175bの周方向側面175pがドグ穴173c内の周方向内側面173jに当たって5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173との相対回転が無くなり、その後は、ドグ歯175b及びドグ歯175cの両方がドグ穴173c内に入り込む。従って、ドグ穴173cの周方向長さS1に対してドグ歯175b,175cの周方向長さS2がわずかに小さいだけでも、換言すれば、ドグ穴173cとドグ歯175b,175cとのクリアランスが小さくてもドグ穴173cにドグ歯175b,175cを容易に挿入させることができる。これに対して、例えば、5速用被動ギヤの2つのドグ歯の高さが同一の場合には、最初に2つのドグ歯の一方が3速用被動ギヤ173の側面173gに当たり、5速用被動ギヤと3速用被動ギヤ173とが相対回転して2つのドグ歯の他方が側面173gに当たっても一方のドグ歯はドグ穴173cに入り込んだ状態にはならず、2つのドグ歯の両方が同時にドグ穴173cに臨んだときにのみ2つのドグ歯がドグ穴173cに挿入可能となる。このとき、ドグ穴173cと2つのドグ歯との周方向のクリアランスが小さいと、2つのドグ歯が同時にドグ穴173cに臨んだときでも、ドグ歯の先端部の形状やドグ穴173cの開口部の形状等が影響してドグ歯がドグ穴173cに挿入されない場合がある。以上に説明した本実施形態のように、ドグ穴173cに挿入されるドグ歯175b,175cの高さを異ならせることで、ドグ穴173cとドグ歯175b,175cとの周方向のクリアランスを小さくしてもドグ歯175b,175cをドグ穴173cに容易に挿入することができ、5速用被動ギヤ175と3速用被動ギヤ173とを結合させて変速させることができる。このようなドグ穴173cとドグ歯175b,175cとの結合を、他のギヤのドグ穴とドグ歯とに同様に適用することで、1速段~6速段の変速時に、ドグ穴とドグ歯とのクリアランスによる動力伝達経路のトルク変動及び回転変動をより小さくすることができ、これらのトルク変動及び回転変動に起因する車両振動を抑えることができて、自動二輪車10図1参照の乗り心地を向上させることができる。以上の図1、図5に示したように、複数の変速歯車としてのメインシャフトギヤ群87及びカウンターシャフトギヤ群88が、それぞれメインシャフト83及びカウンターシャフト84上に並べられて設けられ、エンジン61の動力をデュアルクラッチ92を介してメインシャフト83、カウンターシャフト84を通じて駆動輪としての後輪32へ伝達させる車両自動二輪車10用の動力伝達装置47において、メインシャフト83及びカウンターシャフト84のいずれか一方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段に対応させてトルク変動を吸収するトルクダンパー機構93が配置されているので、トルクダンパー機構93の特性を所定の変速段に最適な特性としてトルク変動を吸収することで、トルク変動に起因する振動を抑えることで自動二輪車10の乗り心地を向上させることができる。また、図1、図3及び図4に示したように、デュアルクラッチ92は、メインシャフト83に同軸状に支持された複数のクラッチ機構としての第1クラッチ121、第2クラッチ122を備え、エンジン61のクランクシャフト81から第1クラッチ121、第2クラッチ122にクラッチダンパー機構91を介して動力伝達されるので、デュアルクラッチ92の容量アップに伴い、エンジン61から発生するトルク変動に対してクラッチダンパー機構91を強化する場合であっても、デュアルクラッチ92の下流側にトルクダンパー機構93を配置するときに、所定の変速段に最適なトルク特性を選択する事ができて、クラッチダンパー機構91とトルクダンパー機構93とでトルク変動を吸収して、自動二輪車10の乗り心地をより一層向上させることができる。また、図5に示したように、トルクダンパー機構93は、全変速段のうちで最も高速となるトップギヤ段6速段に配置されるので、最も減速率が小さく、クランクシャフト81のトルク変動の影響を受けやすい変速段にトルクダンパー機構93を設けることで、伝達トルクが小さいことによるトルクダンパー機構93の小型化と相俟ってトルクダンパー機構93の単位捩れ角度当たりの捩れトルクを小さくすることによってダンピング効果を高めることができ、自動二輪車10の高速走行時の乗り心地を向上させることができる。また、図1、図5及び図6に示したように、メインシャフト83及びカウンターシャフト84の他方の出力側に全変速段のうちの所定の変速段6速段を除く変速段1速段~5速段に対応させてトルク変動を吸収する第2のトルクダンパー機構としてのトルクダンパー機構94が配置され、このトルクダンパー機構94からトルクダンパー機構93に設けられた変速歯車としての6速用駆動ギヤ156を介して後輪32への動力伝達を行うので、トルクダンパー機構93,94によって、後輪32への出力をトルクダンパー機構93の6速用駆動ギヤ156により行わせつつトップギヤ段とそれ以外の変速段による特性の異なるダンピング効果を得ることができる。また、図3、図4に示したように、クラッチは、デュアルクラッチトランスミッションとしての変速機62の動力伝達経路を切り替えるデュアルクラッチ92であり、トルクダンパー機構93と同軸上に配置されるので、変速段の切換えに伴う動力変化の度合いに対してデュアルクラッチ92の断続時のトルク変動が顕著となるトップギヤ段でのトルク変動を低減させる構造としたことで、デュアルクラッチ92の第1クラッチ121、第2クラッチ122を素早く切り替えることが可能になり、また、デュアルクラッチ92、トルクダンパー機構93間に介在する動力伝達部品を少なくすることによるトルク変動抑制効果を高めることができ、デュアルクラッチトランスミッションを搭載した自動二輪車10の乗り心地を向上させることができる。上述した実施形態は、あくまでも本発明の一態様を示すものであり、本発明の主旨を逸脱しない範囲で任意に変形及び応用が可能である。例えば、上記実施形態において、図5に示したように、変速機62に、6速段及び1~5速段に作用するトルクダンパー機構93,94の両方を設けたが、これに限らず、6速段トップギヤ段に対応するトルクダンパー機構93のみ設けても良い。また、図7に示したように、1~5速段、6速段の捩れ特性をそれぞれ3段特性としたが、これに限らず、エンジン性能、デュアルクラッチ容量、車両重量等に応じて2段特性、4段特性など段数を変更しても良く、更に、1~5速段と6速段とで捩れ特性の段数を異ならせても良い。また、上記実施形態では、自動二輪車10に本発明を適用する場合を説明したが、これに限らず、自動二輪車以外も含む鞍乗り型車両にも適用可能である。なお、鞍乗り型車両とは、車体に跨って乗車する車両全般を含み、自動二輪車原動機付き自転車も含むのみならず、ATV不整地走行車両に分類される三輪車両や四輪車両を含む車両である。"