自动变速器的制作方法

本发明涉及具有无级变速机构和前进后退切换装置的自动变速器，详细地说，涉及如下自动变速器，该自动变速器具有经由前进后退切换装置设置的第一动力传递路径和经由无级变速机构与第一动力传递路径并行设置的第二动力传递路径。

背景技术：

以往，作为适用于例如车辆的自动变速器，使用了带式无级变速机构的自动变速器比较普及，该带式无级变速机构具有一对带轮和卷绕在上述带轮上的金属带(或链条)，通过变更带轮的有效直径来无级地变速。另外，除了带式无级变速机构以外，还具有使用环形无级变速机构或圆锥形无级变速机构等的自动变速器。

而且，在上述的自动变速器中，如下自动变速器被开发，该自动变速器具有经由前进后退切换装置将输入轴与输出轴连接的第一动力传递路径和经由无级变速机构将输入轴与输出轴连接的第二动力传递路径两条并联的动力传递路径(参照专利文献1)。在该自动变速器中，前进后退切换装置具有前进用的第一离合器和后退用的制动器，在第一动力传递路径中设置有爪形离合器，在第二动力传递路径中设置有第二离合器。

另外，爪形离合器由同步啮合机构构成，该同步啮合机构具有：第一旋转轴，在第一动力传递路径上相对于爪形离合器配置在前进后退切换装置侧，并与前进后退切换装置联动；第二旋转轴，在第一动力传递路径上相对于爪形离合器配置在输出轴侧，并与输出轴联动；同步器/套筒(下面，称为套筒)，与上述的第一旋转轴及第二旋转轴同轴且在轴向上能够移动地设置，并与第一旋转轴及第二旋转轴的各啮合部能够啮合。上述的第一旋转轴及第二旋转轴的至少一部分由在轴向上重叠的双重轴形成。

在该自动变速器中，在车辆向前进方向起步时或以小于规定速度的速度前进行驶时，变为非无级模式，该非无级模式为将第一离合器及爪形离合器变为接合状态并且将第二离合器变为分离状态且不进行无级变速而以前进低速挡行驶，从而将来自驱动源的驱动扭矩通过第一动力传递路径从输入轴向输出轴传递。另外，在车辆以规定速度以上的速度前进行驶时，将第二离合器变为接合状态并且将第一离合器及爪形离合器变为分离状态而变为无级模式，从而将来自驱动源的驱动扭矩通过第二动力传递路径从输入轴向输出轴传递。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开公报WO2013/176208号

技术实现要素：

发明要解决的问题

然而，在专利文献1记载的自动变速器中，在车辆以规定速度以上的速度前进行驶时，将第二离合器变为接合状态并且将第一离合器及爪形离合器变为分离状态而变为无级模式，从而将来自驱动源的驱动扭矩通过第二动力传递路径从输入轴向输出轴传递。因此，在与传递动力的第二动力传递路径联动的第二旋转轴和与被第一离合器及爪形离合器断开而不传递动力的前进后退切换装置联动的第一旋转轴之间会产生旋转差，由此，特别在以高速行驶时，旋转差(相对转速)会变大。其中，若在第一旋转轴与第二旋转轴之间设置有将上述第一旋转轴与第二旋转轴支承为能够相对旋转的例如滚针轴承等轴承，在旋转差大时，则在轴承上会产生大的摩擦力，因此，轴承的寿命可能会变短。

因此，本发明的目的在于，提供一种自动变速器，该自动变速器具有与前进后退切换装置联动的第一旋转轴和与输出轴联动的第二旋转轴，上述的第一旋转轴和第二旋转轴设置在经由前进后退切换装置设置的动力传递路径中，在车辆以高速前进行驶时，能够降低第一旋转轴与第二旋转轴的相对转速。

解决问题的手段

本发明的自动变速器(10)(例如，参照图1)具有：

输入轴(2)，与车辆(1)的驱动源驱动连接，

驱动轴(60)，与车轮驱动连接，

前进后退切换装置(3)，具有前进用接合构件(C1)和后退用用接合构件(B1)，该前进用接合构件(C1)在接合时形成传递所述车辆(1)的前进方向的旋转的路径，该后退用用接合构件(B1)在接合时形成传递所述车辆(1)的后退方向的旋转的路径，

变速机构(4)，能够变更变速比，

第一接合构件(58)，安装在第一动力传递路径(a1)上，该第一动力传递路径(a1)将所述输入轴(2)和所述驱动轴(60)经由所述前进后退切换装置(3)连接，

第二接合构件(C2)，安装在第二动力传递路径(a2)上，该第二动力传递路径(a2)将所述输入轴(2)和所述驱动轴(60)经由所述变速机构(4)连接，

在所述车辆(1)以小于所述规定速度的速度前进行驶时，所述自动变速器(10)变为第一模式，该第一模式(10)为将所述前进用接合构件(C1)和所述第一接合构件(58)变为接合状态且利用所述第一动力传递路径(a1)将所述输入轴(2)和所述驱动轴(60)连接来传递旋转的模式，在所述车辆(1)以所述规定速度以上的速度前进行驶时，所述自动变速器(10)变为第二模式，该第二模式为将所述第二接合构件(C2)变为接合状态且利用所述第二动力传递路径(a2)将所述输入轴(2)和所述驱动轴(60)连接来传递旋转的模式，

所述自动变速器的特征在于，

具有：

第一旋转轴(50)，在所述第一动力传递路径(a1)上相对于第一接合构件(58)配置在所述前进后退切换装置(3)侧，并与所述前进后退切换装置(3)联动，

第二旋转轴(53)，在所述第一动力传递路径(a1)上相对于第一接合构件(58)配置在所述输入轴(2)及所述驱动轴(60)中的某一轴侧，并与所述某一轴联动，并且，该第二旋转轴(53)与所述第一旋转轴(50)配置为在轴向上重叠的双重轴，

轴承(54)，安装在所述第一旋转轴(50)与所述第二旋转轴(53)之间且在轴向上与所述第一旋转轴(50)及所述第二旋转轴(53)重叠，并且该轴承(54)将所述第一旋转轴(50)及所述第二旋转轴(53)支承为能够相对旋转，

当所述车辆(1)在将所述第二接合构件(C2)变为接合状态并且将所述第一接合构件(58)变为分离状态的所述第二模式下前进行驶时，执行将所述前进用接合构件(C1)变为接合状态的接合模式。

此外，上述括号内的附图标记用于与附图进行对照，是为了便于容易地理解，不会对权利要求书的结构造成任何影响。

发明效果

根据本自动变速器，车辆在将第二接合构件变为接合状态并且将第一接合构件变为分离状态的第二模式下前进行驶时，执行将前进用接合构件变为接合状态的接合模式，因此，从输入轴输入的驱动扭矩在第二动力传递路径中经由第二接合构件向驱动轴传递，并且旋转地传递至与第二动力传递路径联动的第二旋转轴。同时，从输入轴输入的驱动扭矩在第一动力传递路径中经由前进用接合构件旋转地传递至第一旋转轴。此时，第一旋转轴与第二旋转轴的旋转方向相同。因此，第一旋转轴与第二旋转轴向相同方向旋转，与处于前进用接合构件分离的分离模式的情况相比，第一旋转轴与第二旋转轴的相对转速变小。由此，在车辆以高速前进行驶时，能够降低第一旋转轴与第二旋转轴的相对转速，因此，能够降低将第一旋转轴与第二旋转轴支承为能够相对旋转的轴承所产生的摩擦力，从而能够延迟轴承的磨损速度，能够延长轴承的寿命。此外，接合模式的接合除了第二接合构件不打滑地接合的完全接合状态以外，还包括一边产生打滑一边接合的所谓半接合状态。即，即使第二接合构件为半接合状态，也能够向第一旋转轴传递旋转，因此，能够降低第一旋转轴与第二旋转轴的相对转速。

附图说明

图1是表示实施方式的自动变速器的框图。

图2是表示实施方式的自动变速器的动作的图，(a)是接合表，(b)是流程图。

具体实施方式

下面，参照图1和图2来说明本发明的实施方式。此外，在本说明书中，驱动连接是指相互的旋转构件以能够传递驱动力的方式连接的状态，其包括这些旋转构件以一体旋转的方式连接的状态或这些旋转构件经由离合器等以能够传递驱动力的方式连接的状态。

参照图1来说明具有本实施方式的自动变速器10的车辆1的概略结构。车辆1具有自动变速器10、控制装置(ECU)11、油压控制装置12。

自动变速器10具有：未图示的液力变矩器、具有输入轴2的前进后退切换装置3、无级变速机构(变速机构)4、减速齿轮机构5、具有驱动轴60的输出齿轮部6、中间轴部7、差速器装置8、容纳上述构件的变速箱体9。另外，在自动变速器10中形成有经由前进后退切换装置3将前进后退切换装置3的输入轴2与输出齿轮部6的驱动轴60连接的第一动力传递路径a1和经由无级变速机构4将输入轴2与驱动轴60连接的第二动力传递路径a2。另外，自动变速器10具有第一轴AX1至第五轴AX5的相互平行的轴。

第一轴AX1与未图示的内燃机(驱动源)的曲轴同轴。在该第一轴AX1上配置有与曲轴连接的自动变速器10的输入轴、液力变矩器、前进后退切换装置3、无级变速机构4的输入轴2、前进后退切换装置3的行星齿轮DP、第一离合器(前进用接合构件)C1、第一制动器(后退用用接合构件)B1、无级变速机构4的主动轮41。

在第二轴AX2上配置有减速齿轮机构5。在第三轴AX3上配置有无级变速机构4的从动轮42、第二离合器C2、输出齿轮部6。在第四轴AX4上配置有中间轴部7。在第五轴AX5上配置有差速器装置8、左右驱动轴81L、81R。

与曲轴连接的自动变速器10的输入轴经由液力变矩器与前进后退切换装置3和无级变速机构4的输入轴2连接。前进后退切换装置3具有行星齿轮DP、第一制动器B1、第一离合器C1。输入轴2通过行星齿轮DP的内周侧与无级变速机构4的主动轮41连接，并且与行星齿轮DP的行星架CR连接。行星齿轮DP由所谓的双小齿轮式行星齿轮构成，该双小齿轮式行星齿轮具有太阳轮S、齿圈R、将与太阳轮S啮合的小齿轮P1和与齿圈R啮合的小齿轮P2支承为能够自由旋转的行星架CR。其中的齿圈R构成为，通过第一制动器B1能够使旋转相对于变速箱体9自由卡止。另外，太阳轮S与中空轴30直接连接，行星架CR经由第一离合器C1与中空轴30连接，中空轴30与正转逆转输出齿轮31连接。此外，中空轴30也与第一离合器C1的离合器鼓32连接，上述正转逆转输出齿轮31、中空轴30、离合器鼓32一体地构成旋转构件。

第一离合器C1在接合时形成传递车辆1的前进方向的旋转的路径，第一制动器B1在接合时形成传递车辆1的后退方向的旋转的路径。

正转逆转输出齿轮31与减速齿轮机构5的输入齿轮51啮合。减速齿轮机构5具有安装在第一动力传递路径a1上的同步啮合机构(第一接合构件)58。减速齿轮机构5在第二轴AX2上具有第一旋转轴50，在该第一旋转轴50的一侧，大径的输入齿轮51与小径的主动齿轮(第一齿轮)52一体固定地连接。即，第一旋转轴50在第一动力传递路径a1上相对于同步啮合机构58配置在前进后退切换装置3侧，并与前进后退切换装置3联动。

在第一旋转轴50的另一侧的外周侧，由中空轴构成的第二旋转轴53被由例如由滚针轴承构成的轴承54支承为能够相对自由旋转。即，第二旋转轴53在第一动力传递路径a1上相对于同步啮合机构58配置在驱动轴60侧，并与驱动轴60联动，并且与第一旋转轴50配置为在轴向上重叠的双重轴。与主动齿轮52直径相同的从动齿轮(第二齿轮)55和比主动齿轮52的直径稍大的输出齿轮56与第二旋转轴53一体固定地连接。

轴承54具有圆筒状的内圈、配置于内圈的外周侧的圆筒状的外圈、介于上述内圈和外圈之间的多个滚针，内圈和外圈能够相对地旋转。另外，内圈被第一旋转轴50的外周面支承，并且外圈被第二旋转轴53的内周面支承。此外，通过内圈和外圈中的至少一个兼用于第一旋转轴50或第二旋转轴53，能够减少部件件数。

在主动齿轮52与从动齿轮55的外周侧，在内周面形成有齿面的套筒57在轴向上能够移动地配置，该套筒57通过借助省略图示的由油压驱动的轮辐在轴向上被移动驱动，在只与主动齿轮52啮合的位置和横跨主动齿轮52及从动齿轮55而与双方啮合的位置之间滑动驱动。由此，主动齿轮52和从动齿轮55能够自由地切换为分离状态或驱动连接状态。并且，输出齿轮56与输出齿轮部6的输入齿轮61啮合。在从动齿轮55的主动齿轮52侧配置有未图示的同步器。即，通过上述的同步器、套筒57、主动齿轮52、从动齿轮55构成同步啮合机构58，能够使第一旋转轴50和第二旋转轴53接合或分离。

无级变速机构4能够连续地变更变速比，在本实施方式中，应用带式无级自动变速机构。但并不限定于此，作为无级变速机构4，也可以应用例如环形无级变速机构或圆锥形无级变速机构等。无级变速机构4具有与输入轴2连接的主动轮41、从动轮42、卷绕在该主动轮41和该从动轮42上的环状带43。主动轮41具有以在轴向上不能移动的方式固定于输入轴2的固定轮41a和被输入轴2支承为在轴向上能够移动的可动轮41b，上述固定轮41a和可动轮41b具有分别相对的形成为圆锥状的壁面，通过由上述固定轮41a与可动轮41b形成的截面V字状的槽部夹持带43。

同样地，从动轮42具有以在轴向上不能移动的方式固定于中心轴44的固定轮42a和被中心轴44支承为在轴向上能够移动的可动轮42b，上述固定轮42a和可动轮42b具有分别相对的形成为圆锥状的壁面，通过由上述固定轮42a与可动轮42b形成的截面断面V字状的槽部夹持带43。上述主动轮41的固定轮41a和从动轮42的固定轮42a相对于带43配置在轴向上的相反一侧。

另外，在主动轮41的可动轮41b的背面侧配置有油压伺服器45，在从动轮42的可动轮42b的背面侧配置有油压伺服器46。并且，上述油压伺服器45、46构成为，通过供给工作油压产生与负载扭矩对应的带夹紧力，并且产生用于变更或固定变速比的夹紧力。

从动轮42的可动轮42b的输出轴47经由第二离合器C2与输出齿轮部6的驱动轴60连接。即，第二离合器C2安装在第二动力传递路径a2上。输出齿轮部6具有驱动轴60、与该驱动轴60的一端侧固定地连接的输入齿轮61、与该驱动轴60的另一端侧固定地连接的反转齿轮62，反转齿轮62与中间轴部7的从动齿轮71啮合。

中间轴部7具有中间轴70、与该中间轴70固定地连接的从动齿轮71、与中间轴70固定地连接的主动齿轮72，主动齿轮72与差速器装置8的差速器齿圈80啮合。

差速器装置8构成为，一边吸收左右驱动轴81L、81R的旋转差，一边将差速器齿圈80的旋转向左右驱动轴81L、81R传递，左右驱动轴81L、81R分别与未图示的左右车轮连接。此外，由于差速器齿圈80与主动齿轮72啮合且从动齿轮71与反转齿轮62啮合，因此，输出齿轮部6的驱动轴60、中间轴部7的中间轴70、差速器装置8经由左右驱动轴81L、81R与车轮驱动连接，并且始终与车轮联动。

ECU11具有例如CPU、存储处理程序的ROM、临时存储数据的RAM、输入输出口、通信口，该ECU11使向油压控制装置12的控制信号等各种信号从输出口输出。用于检测输入轴2的输入轴转速Nin的输入轴转速传感器和用于检测驱动轴60的输出轴转速Nout的输出轴转速传感器等经由输入口与ECU11连接。

车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式(第二模式)下前进行驶时，ECU11执行将第一离合器C1变为接合状态的接合模式。另外，车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式下前进行驶时，在第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N小于第一阈值N₁的情况下，ECU11执行将第一离合器C1变为分离状态的分离模式(参照图2(b)中的步骤S2～S3)。而且，车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式下前进行驶时，在第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N大于比第一阈值N₁大的第二阈值N₂大的情况下，ECU11执行将第一离合器C1变为接合状态的接合模式(参照图2(b)中的步骤S5～S6)。其中，第二阈值N₂设定得比第一阈值N₁大。由此，与只利用一个阈值来判断分离模式的执行和接合模式的执行的情况相比，能够降低乱调的频率。

油压控制装置12通过初级调节器阀及次级调节器阀，基于节气门开度将油泵所产生的油压调压为主压和次级压。另外，油压控制装置12具有多个电磁阀等，其通过ECU11的指令使用油压来进行无级变速机构4的变速和第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器、第一制动器B1的接合或分离等控制。

接着，说明自动变速器10的动作。例如，在装载有自动变速器10的车辆1向前进方向起步的情况或者以小于规定速度的速度前进行驶的情况下，变为非无级模式(第一模式)(参照图2(a))，在第一制动器B1和第二离合器C2分离的状态下，切换为套筒57横跨主动齿轮52及从动齿轮55而与上述主动齿轮52及从动齿轮55啮合，从而同步啮合机构58接合，第一离合器C1接合。于是，由于太阳轮S和行星架CR因行星齿轮DP中第一离合器C1的接合变为一体旋转而成为直接连接状态，因此，经由液力变矩器或锁止离合器输入至输入轴2的来自内燃机的输入旋转直接向中空轴30传递，并作为正转从正转逆转输出齿轮31向减速齿轮机构5的输入齿轮51传递。

传递至减速齿轮机构5的输入齿轮51的输入旋转(正转)通过正转逆转输出齿轮31与输入齿轮51的直径差(齿数差)被减速，并且作为逆转从主动齿轮52经由套筒57及从动齿轮55向输出齿轮56传递，并作为正转向输出齿轮部6的输入齿轮61传递。而且，传递至输出齿轮部6的输入齿轮61的正转的减速旋转一边通过反转齿轮62与从动齿轮71的直径差(齿数差)被减速，一边作为逆转从反转齿轮62向中间轴部7的从动齿轮71传递。并且，传递至中间轴部7的从动齿轮71的逆转的减速旋转进一步被减速而逆转，并从主动齿轮72向差速器装置8的差速器齿圈80传递，由此，作为前进低速挡模式的固定变速比的正转经由左右驱动轴81L、81R向车轮输出。

另一方面，例如，在装载有自动变速器10的车辆向后退方向起步的情况或以小于规定速度的速度后退行驶的情况下，变为后退挡模式，首先，在第一离合器C1和第二离合器C2分离的状态下，切换为套筒57横跨主动齿轮52及从动齿轮55而与上述主动齿轮52及从动齿轮55啮合，从而同步啮合机构58接合，第一制动器B1卡止。于是，经由液力变矩器或锁止离合器输入至输入轴2的来自内燃机的输入旋转输入至行星架CR，由于行星齿轮DP中第一制动器B1的接合，因此，行星架CR的输入旋转通过固定的齿圈R被反转而作为逆转从太阳轮S输出，由此，该逆转向中空轴30传递，并作为逆转从正转逆转输出齿轮31向减速齿轮机构5的输入齿轮51传递。

与齿轮起步模式相同，传递至减速齿轮机构5的输入齿轮51的逆转通过正转逆转输出齿轮31与输入齿轮51的直径差(齿数差)被减速，并且以正转从主动齿轮52经由套筒57及从动齿轮55向输出齿轮56传递，并作为逆转从输出齿轮56向输出齿轮部6的输入齿轮61传递。而且，传递至输出齿轮部6的输入齿轮61的逆转，一边通过反转齿轮62与从动齿轮71的直径差(齿数差)被减速，一边作为正转从反转齿轮62向中间轴部7的从动齿轮71传递。并且，传递至中间轴部7的从动齿轮71的正转进一步被减速而反转，并从主动齿轮72向差速器装置8的差速器齿圈80传递，由此，作为后退模式的固定变速比的逆转经由左右驱动轴81L、81R向车轮输出。

另外，例如，在前进行驶中变为规定速度以上的情况下，变为第一无级模式(参照图2(a))，第一离合器C1在分离模式下被分离，并且第二离合器C2接合。此时，由于套筒57与从动齿轮55的啮合被过度地维持，因此，同步啮合机构58接合，但是，通过进一步加速变为第二无级模式(参照图2(a))，套筒57与从动齿轮55的啮合被解除且同步啮合机构58分离。由此，经由液力变矩器或锁止离合器输入至输入轴2的来自内燃机的输入旋转一边被无级变速，一边作为无级变速旋转从主动轮41经由带43向从动轮42传递，而且，经由第二离合器C2从输出齿轮部6的驱动轴60向反转齿轮62传递。从反转齿轮62向中间轴部7的从动齿轮71传递且被传递至中间轴部7的从动齿轮71的无级变速旋转一边通过主动齿轮72被减速，一边向差速器装置8的差速器齿圈80传递，由此，作为无级变速模式的可变变速比的正转经由左右驱动轴81L、81R向车轮输出。

另外，在车辆1进一步被加速的情况下，变为第三无级模式(参照图2

(a))，第一离合器C1接合。由此，除了上述的第二无级模式中的无级变速的动作以外，第一离合器C1以接合模式接合，由此，由于太阳轮S和行星架CR因在行星齿轮DP中第一离合器C1的接合变为一体旋转而变为直接连接状态，因此，输入至输入轴2的来自内燃机的输入旋转直接向中空轴30传递，并作为正转从正转逆转输出齿轮31向减速齿轮机构5的输入齿轮51传递。传递至减速齿轮机构5的输入齿轮51的输入旋转(正转)通过正转逆转输出齿轮31与输入齿轮51的直径差(齿数差)被减速，并且使第一旋转轴50以正转旋转。

此时，从输出齿轮部6的驱动轴60传递至输入齿轮61的逆转的无级变速旋转以正转向减速齿轮机构5的输出齿轮56传递。因此，第一旋转轴50和第二旋转轴53均向相同方向旋转。由此，与在将第一离合器C1变为分离状态下第一旋转轴50大致不旋转的情况相比，第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N降低，因此，能够抑制轴承54的磨损。

其中，说明ECU11基于检测出的输入轴转速Nin及输出轴转速Nout计算第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速(下面，简称为相对转速)N的顺序。

首先，在第二离合器C2接合并且同步啮合机构58分离的第二无级模式下，在处于第一离合器C1分离的分离模式的情况下，来自输入轴2的旋转经由第二动力传递路径a2向驱动轴60传递。同时，在从输入轴2至第一旋转轴50的第一动力传递路径a1中，不传递旋转。其中，将输入轴2的输入轴转速设为Nin，将由输入轴转速Nin及输出轴转速Nout所运算出的无级变速机构4的变速比设为γ，将输出齿轮部6的输入齿轮61与减速齿轮机构5的输出齿轮56的已知的齿轮比设为I₂。在该情况下，第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N通过下式进行计算。

N＝(1/γ)×I₂×Nin

另外，在第二离合器C2接合并且同步啮合机构58分离的第三无级模式下，在处于第一离合器C1接合的接合模式的情况下，来自输入轴2的旋转经由第二动力传递路径a2向驱动轴60传递。同时，由于也与从输入轴2至第一旋转轴50的第一动力传递路径a1连接，因此，第一旋转轴50旋转。此外，就此时的各轴的旋转方向而言，由于输入轴2为正转方向，因此，第一旋转轴50为逆转方向，另外，由于输入轴2及驱动轴60为正转方向，因此，第二旋转轴53为逆转方向，由此，第一旋转轴50及第二旋转轴53向相同方向旋转。其中，将前进后退切换装置3的正转逆转输出齿轮31与减速齿轮机构5的输入齿轮51的已知的齿轮比设为I₁。在该情况下，第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N通过下式进行计算。

N＝((1/γ)×I₂)-(1/I₁))×Nin

接着，参照图2(b)的流程图说明车辆1在无级模式下行驶时的自动变速器10的动作。

ECU11判断目前的行驶模式是否为第二无级模式或第三无级模式中的某一模式(步骤S1)。在ECU11判断为目前的行驶模式不是第二无级模式和第三无级模式中的某一模式的情况下，结束处理。

在ECU11判断为目前的行驶模式是第二无级模式或第三无级模式中的某一模式的情况下，ECU11判断相对转速N是否在第一阈值N₁以下(步骤S2)。在ECU11判断为相对转速N在第一阈值N₁以下的情况下，由于旋转差小且轴承54的摩擦力小，因此，使第一离合器C1分离而变为分离模式(步骤S3)。由此，行驶模式变为第二无级模式(步骤S4)，结束处理。因行驶模式变为第二无级模式，输入轴2的旋转在第一动力传递路径a1中被第一离合器C1切断，从而经由第二动力传递路径a2向驱动轴60传递。因此，从中空轴30至第一旋转轴50大致不旋转，由此，与从中空轴30至第一旋转轴50旋转的情况相比，能够使旋转阻力变小，从而能够提高燃料经济性。

另一方面，在步骤S2中，在ECU11判断为相对转速N不在第一阈值N₁以下的情况下，ECU11判断相对转速N是否在第二阈值N₂以上(步骤S5)。在ECU11判断为相对转速N不在第二阈值N₂以上的情况下，结束处理。在ECU11判断为相对转速N在第二阈值N₂以上的情况下，由于旋转差大且轴承54的摩擦力大，因此，使第一离合器C1接合而变为接合模式(步骤S6)。由此，行驶模式为第三无级模式(步骤S7)，结束处理。因行驶模式变为第三无级模式，输入轴2的旋转在第一动力传递路径a1中通过第一离合器C1连接，直至第一旋转轴50为止旋转。因此，能够使相对转速N降低。

综上所述，根据本实施方式的自动变速器10，车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式下前进行驶时，由于执行将第一离合器C1变为接合状态的接合模式，因此，从输入轴2输入的驱动扭矩在第二动力传递路径a2中经由第二离合器C2向驱动轴60传递，并且旋转地传递至与第二动力传递路径a2联动的第二旋转轴53。同时，从输入轴2输入的驱动扭矩在第一动力传递路径a1中经由第一离合器C1旋转地传递至第一旋转轴50。此时，第一旋转轴50与第二旋转轴53的旋转方向相同。

因此，由于第一旋转轴50与第二旋转轴53向相同方向旋转，因此，与处于第一离合器C1分离的分离模式的情况相比，第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N变小。由此，在车辆1以高速前进行驶时，能够降低相对转速N，因此，能够降低将第一旋转轴50与第二旋转轴53支承为能够相对旋转的轴承54所产生的摩擦力，从而能够延迟轴承54的磨损速度，能够延长寿命。

另外，在本实施方式的自动变速器10中，车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式下前进行驶时，在第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N小于第一阈值N₁的情况下，执行将第一离合器C1变为分离状态的分离模式(参照图2(b)中的步骤S2～S3)。

由此，输入轴2的旋转在第一动力传递路径a1中被第一离合器C1切断，从而经由第二动力传递路径a2向驱动轴60传递，由此，从中空轴30至第一旋转轴50大致不旋转，因此，与从中空轴30至第一旋转轴50旋转的情况相比，能够使旋转阻力变小，从而能够提高燃料经济性。

另外，在本实施方式的自动变速器10中，车辆1在将第二离合器C2变为接合状态并且将同步啮合机构58变为分离状态的无级模式下前进行驶时，在第一旋转轴50与第二旋转轴53的相对转速N大于比第一阈值N₁大的第二阈值N₂的情况下，执行将第一离合器C1变为接合状态的接合模式(参照图2(b)中的步骤S5～S6)。由此，第二阈值N₂设定得比第一阈值N₁大，因此，与只利用一个阈值来判断分离模式的执行和接合模式的执行的情况相比，能够降低乱调的频率。

另外，在本实施方式的自动变速器10中，变速机构是能够连续地变更变速比的无级变速机构4，第一模式是非无级模式，第二模式是无级模式。由此，在具有无级变速机构4的自动变速器10中，在车辆1以高速前进行驶时，能够降低将第一旋转轴50与第二旋转轴53支承为能够相对旋转的轴承54所产生的摩擦力，从而能够延迟轴承54的磨损速度，能够延长寿命。另外，在本实施方式的自动变速器10中，第一接合构件是能够使与第一旋转轴50一体旋转的主动齿轮52和与第二旋转轴53一体旋转的从动齿轮55啮合的同步啮合机构58。由此，在车辆1以高速前进行驶时，能够降低相对转速N，因此，能够降低将第一旋转轴50与第二旋转轴53支承为能够相对旋转的轴承54所产生的摩擦力，从而能够延迟轴承54的磨损速度，能够延长寿命。

此外，在上述的本实施方式中，说明了由同步啮合机构58构成第一接合构件且由第二离合器C2构成第二接合构件的情况，但并不限定于此。例如，也可以由爪形离合器或制动器等构成各接合构件。

另外，在上述的本实施方式中，说明了设定第一阈值N₁来作为从第三无级模式切换为第二无级模式时的相对转速N的阈值，设定比第一阈值N₁大的第二阈值N₂来作为从第二无级模式切换至第三无级模式时的相对转速N的阈值，但并不限定于此。例如，也可以只设定一个阈值，只利用该阈值来判断第二无级模式与第三无级模式双方的切换。

另外，在上述的本实施方式中，说明了将同步啮合机构58配置在前进后退切换装置3与驱动轴60之间的情况，但并不限定于此，也可以将同步啮合机构58配置在前进后退切换装置3与输入轴2之间。同样地，在上述的本实施方式中，说明了将第二离合器C2配置在无级变速机构4与驱动轴60之间，但并不限定于此，也可以将第二离合器C2配置在无级变速机构4与输入轴2之间。即，第二旋转轴53在第一动力传递路径a1上相对于同步啮合机构58配置在输入轴2及驱动轴60中的某一轴侧，并与某一侧的轴联动，并且，该第二旋转轴53与第一旋转轴50配置为在轴向上重叠的双重轴。

另外，在上述的本实施方式中，说明了前进后退切换装置3应用使用了行星齿轮DP的结构的情况，但并不限定于此，也可以应用其他结构。

另外，在上述的本实施方式中，说明了变速机构应用无级变速机构4的情况，但并不限定于此，也可以应用多级变速机构。

产业上的可利用性

本自动变速器涉及具有无级变速机构与前进后退切换装置的自动变速器，详细地说，优选使用如下自动变速器，该自动变速器具有经由前进后退切换装置设置的第一动力传递路径和经由无级变速机构与第一动力传递路径并行设置的第二动力传递路径。

附图标记的说明：

1 车辆

2 输入轴

3 前进后退切换装置

4 无级变速机构(变速机构)

10 自动变速器

50 第一旋转轴

52 主动齿轮(第一齿轮)

53 第二旋转轴

54 轴承

55 从动齿轮(第二齿轮)

58 同步啮合机构(第一接合构件)

60 驱动轴

a1 第一动力传递路径

a2 第二动力传递路径

B1 第一制动器(后退用用接合构件)

C1 第一离合器(前进用接合构件)

C2 第二离合器(第二接合构件)