自動變速器的制作方法

文檔序號：11112079閱讀：806來源：國知局

本發明涉及具有無級變速機構和前進后退切換裝置的自動變速器，詳細地說，涉及如下自動變速器，該自動變速器具有經由前進后退切換裝置設置的第一動力傳遞路徑和經由無級變速機構與第一動力傳遞路徑并行設置的第二動力傳遞路徑。

背景技術：

以往，作為適用于例如車輛的自動變速器，使用了帶式無級變速機構的自動變速器比較普及，該帶式無級變速機構具有一對帶輪和卷繞在上述帶輪上的金屬帶(或鏈條)，通過變更帶輪的有效直徑來無級地變速。另外，除了帶式無級變速機構以外，還具有使用環形無級變速機構或圓錐形無級變速機構等的自動變速器。

而且，在上述的自動變速器中，如下自動變速器被開發，該自動變速器具有經由前進后退切換裝置將輸入軸與輸出軸連接的第一動力傳遞路徑和經由無級變速機構將輸入軸與輸出軸連接的第二動力傳遞路徑兩條并聯的動力傳遞路徑(參照專利文獻1)。在該自動變速器中，前進后退切換裝置具有前進用的第一離合器和后退用的制動器，在第一動力傳遞路徑中設置有爪形離合器，在第二動力傳遞路徑中設置有第二離合器。

另外，爪形離合器由同步嚙合機構構成，該同步嚙合機構具有：第一旋轉軸，在第一動力傳遞路徑上相對于爪形離合器配置在前進后退切換裝置側，并與前進后退切換裝置聯動；第二旋轉軸，在第一動力傳遞路徑上相對于爪形離合器配置在輸出軸側，并與輸出軸聯動；同步器/套筒(下面，稱為套筒)，與上述的第一旋轉軸及第二旋轉軸同軸且在軸向上能夠移動地設置，并與第一旋轉軸及第二旋轉軸的各嚙合部能夠嚙合。上述的第一旋轉軸及第二旋轉軸的至少一部分由在軸向上重疊的雙重軸形成。

在該自動變速器中，在車輛向前進方向起步時或以小于規定速度的速度前進行駛時，變為非無級模式，該非無級模式為將第一離合器及爪形離合器變為接合狀態并且將第二離合器變為分離狀態且不進行無級變速而以前進低速擋行駛，從而將來自驅動源的驅動扭矩通過第一動力傳遞路徑從輸入軸向輸出軸傳遞。另外，在車輛以規定速度以上的速度前進行駛時，將第二離合器變為接合狀態并且將第一離合器及爪形離合器變為分離狀態而變為無級模式，從而將來自驅動源的驅動扭矩通過第二動力傳遞路徑從輸入軸向輸出軸傳遞。

現有技術文獻

專利文獻

專利文獻1：國際公開公報WO2013/176208號

技術實現要素：

發明要解決的問題

然而，在專利文獻1記載的自動變速器中，在車輛以規定速度以上的速度前進行駛時，將第二離合器變為接合狀態并且將第一離合器及爪形離合器變為分離狀態而變為無級模式，從而將來自驅動源的驅動扭矩通過第二動力傳遞路徑從輸入軸向輸出軸傳遞。因此，在與傳遞動力的第二動力傳遞路徑聯動的第二旋轉軸和與被第一離合器及爪形離合器斷開而不傳遞動力的前進后退切換裝置聯動的第一旋轉軸之間會產生旋轉差，由此，特別在以高速行駛時，旋轉差(相對轉速)會變大。其中，若在第一旋轉軸與第二旋轉軸之間設置有將上述第一旋轉軸與第二旋轉軸支承為能夠相對旋轉的例如滾針軸承等軸承，在旋轉差大時，則在軸承上會產生大的摩擦力，因此，軸承的壽命可能會變短。

因此，本發明的目的在于，提供一種自動變速器，該自動變速器具有與前進后退切換裝置聯動的第一旋轉軸和與輸出軸聯動的第二旋轉軸，上述的第一旋轉軸和第二旋轉軸設置在經由前進后退切換裝置設置的動力傳遞路徑中，在車輛以高速前進行駛時，能夠降低第一旋轉軸與第二旋轉軸的相對轉速。

解決問題的手段

本發明的自動變速器(10)(例如，參照圖1)具有：

輸入軸(2)，與車輛(1)的驅動源驅動連接，

驅動軸(60)，與車輪驅動連接，

前進后退切換裝置(3)，具有前進用接合構件(C1)和后退用用接合構件(B1)，該前進用接合構件(C1)在接合時形成傳遞所述車輛(1)的前進方向的旋轉的路徑，該后退用用接合構件(B1)在接合時形成傳遞所述車輛(1)的后退方向的旋轉的路徑，

變速機構(4)，能夠變更變速比，

第一接合構件(58)，安裝在第一動力傳遞路徑(a1)上，該第一動力傳遞路徑(a1)將所述輸入軸(2)和所述驅動軸(60)經由所述前進后退切換裝置(3)連接，

第二接合構件(C2)，安裝在第二動力傳遞路徑(a2)上，該第二動力傳遞路徑(a2)將所述輸入軸(2)和所述驅動軸(60)經由所述變速機構(4)連接，

在所述車輛(1)以小于所述規定速度的速度前進行駛時，所述自動變速器(10)變為第一模式，該第一模式(10)為將所述前進用接合構件(C1)和所述第一接合構件(58)變為接合狀態且利用所述第一動力傳遞路徑(a1)將所述輸入軸(2)和所述驅動軸(60)連接來傳遞旋轉的模式，在所述車輛(1)以所述規定速度以上的速度前進行駛時，所述自動變速器(10)變為第二模式，該第二模式為將所述第二接合構件(C2)變為接合狀態且利用所述第二動力傳遞路徑(a2)將所述輸入軸(2)和所述驅動軸(60)連接來傳遞旋轉的模式，

所述自動變速器的特征在于，

具有：

第一旋轉軸(50)，在所述第一動力傳遞路徑(a1)上相對于第一接合構件(58)配置在所述前進后退切換裝置(3)側，并與所述前進后退切換裝置(3)聯動，

第二旋轉軸(53)，在所述第一動力傳遞路徑(a1)上相對于第一接合構件(58)配置在所述輸入軸(2)及所述驅動軸(60)中的某一軸側，并與所述某一軸聯動，并且，該第二旋轉軸(53)與所述第一旋轉軸(50)配置為在軸向上重疊的雙重軸，

軸承(54)，安裝在所述第一旋轉軸(50)與所述第二旋轉軸(53)之間且在軸向上與所述第一旋轉軸(50)及所述第二旋轉軸(53)重疊，并且該軸承(54)將所述第一旋轉軸(50)及所述第二旋轉軸(53)支承為能夠相對旋轉，

當所述車輛(1)在將所述第二接合構件(C2)變為接合狀態并且將所述第一接合構件(58)變為分離狀態的所述第二模式下前進行駛時，執行將所述前進用接合構件(C1)變為接合狀態的接合模式。

此外，上述括號內的附圖標記用于與附圖進行對照，是為了便于容易地理解，不會對權利要求書的結構造成任何影響。

發明效果

根據本自動變速器，車輛在將第二接合構件變為接合狀態并且將第一接合構件變為分離狀態的第二模式下前進行駛時，執行將前進用接合構件變為接合狀態的接合模式，因此，從輸入軸輸入的驅動扭矩在第二動力傳遞路徑中經由第二接合構件向驅動軸傳遞，并且旋轉地傳遞至與第二動力傳遞路徑聯動的第二旋轉軸。同時，從輸入軸輸入的驅動扭矩在第一動力傳遞路徑中經由前進用接合構件旋轉地傳遞至第一旋轉軸。此時，第一旋轉軸與第二旋轉軸的旋轉方向相同。因此，第一旋轉軸與第二旋轉軸向相同方向旋轉，與處于前進用接合構件分離的分離模式的情況相比，第一旋轉軸與第二旋轉軸的相對轉速變小。由此，在車輛以高速前進行駛時，能夠降低第一旋轉軸與第二旋轉軸的相對轉速，因此，能夠降低將第一旋轉軸與第二旋轉軸支承為能夠相對旋轉的軸承所產生的摩擦力，從而能夠延遲軸承的磨損速度，能夠延長軸承的壽命。此外，接合模式的接合除了第二接合構件不打滑地接合的完全接合狀態以外，還包括一邊產生打滑一邊接合的所謂半接合狀態。即，即使第二接合構件為半接合狀態，也能夠向第一旋轉軸傳遞旋轉，因此，能夠降低第一旋轉軸與第二旋轉軸的相對轉速。

附圖說明

圖1是表示實施方式的自動變速器的框圖。

圖2是表示實施方式的自動變速器的動作的圖，(a)是接合表，(b)是流程圖。

具體實施方式

下面，參照圖1和圖2來說明本發明的實施方式。此外，在本說明書中，驅動連接是指相互的旋轉構件以能夠傳遞驅動力的方式連接的狀態，其包括這些旋轉構件以一體旋轉的方式連接的狀態或這些旋轉構件經由離合器等以能夠傳遞驅動力的方式連接的狀態。

參照圖1來說明具有本實施方式的自動變速器10的車輛1的概略結構。車輛1具有自動變速器10、控制裝置(ECU)11、油壓控制裝置12。

自動變速器10具有：未圖示的液力變矩器、具有輸入軸2的前進后退切換裝置3、無級變速機構(變速機構)4、減速齒輪機構5、具有驅動軸60的輸出齒輪部6、中間軸部7、差速器裝置8、容納上述構件的變速箱體9。另外，在自動變速器10中形成有經由前進后退切換裝置3將前進后退切換裝置3的輸入軸2與輸出齒輪部6的驅動軸60連接的第一動力傳遞路徑a1和經由無級變速機構4將輸入軸2與驅動軸60連接的第二動力傳遞路徑a2。另外，自動變速器10具有第一軸AX1至第五軸AX5的相互平行的軸。

第一軸AX1與未圖示的內燃機(驅動源)的曲軸同軸。在該第一軸AX1上配置有與曲軸連接的自動變速器10的輸入軸、液力變矩器、前進后退切換裝置3、無級變速機構4的輸入軸2、前進后退切換裝置3的行星齒輪DP、第一離合器(前進用接合構件)C1、第一制動器(后退用用接合構件)B1、無級變速機構4的主動輪41。

在第二軸AX2上配置有減速齒輪機構5。在第三軸AX3上配置有無級變速機構4的從動輪42、第二離合器C2、輸出齒輪部6。在第四軸AX4上配置有中間軸部7。在第五軸AX5上配置有差速器裝置8、左右驅動軸81L、81R。

與曲軸連接的自動變速器10的輸入軸經由液力變矩器與前進后退切換裝置3和無級變速機構4的輸入軸2連接。前進后退切換裝置3具有行星齒輪DP、第一制動器B1、第一離合器C1。輸入軸2通過行星齒輪DP的內周側與無級變速機構4的主動輪41連接，并且與行星齒輪DP的行星架CR連接。行星齒輪DP由所謂的雙小齒輪式行星齒輪構成，該雙小齒輪式行星齒輪具有太陽輪S、齒圈R、將與太陽輪S嚙合的小齒輪P1和與齒圈R嚙合的小齒輪P2支承為能夠自由旋轉的行星架CR。其中的齒圈R構成為，通過第一制動器B1能夠使旋轉相對于變速箱體9自由卡止。另外，太陽輪S與中空軸30直接連接，行星架CR經由第一離合器C1與中空軸30連接，中空軸30與正轉逆轉輸出齒輪31連接。此外，中空軸30也與第一離合器C1的離合器鼓32連接，上述正轉逆轉輸出齒輪31、中空軸30、離合器鼓32一體地構成旋轉構件。

第一離合器C1在接合時形成傳遞車輛1的前進方向的旋轉的路徑，第一制動器B1在接合時形成傳遞車輛1的后退方向的旋轉的路徑。

正轉逆轉輸出齒輪31與減速齒輪機構5的輸入齒輪51嚙合。減速齒輪機構5具有安裝在第一動力傳遞路徑a1上的同步嚙合機構(第一接合構件)58。減速齒輪機構5在第二軸AX2上具有第一旋轉軸50，在該第一旋轉軸50的一側，大徑的輸入齒輪51與小徑的主動齒輪(第一齒輪)52一體固定地連接。即，第一旋轉軸50在第一動力傳遞路徑a1上相對于同步嚙合機構58配置在前進后退切換裝置3側，并與前進后退切換裝置3聯動。

在第一旋轉軸50的另一側的外周側，由中空軸構成的第二旋轉軸53被由例如由滾針軸承構成的軸承54支承為能夠相對自由旋轉。即，第二旋轉軸53在第一動力傳遞路徑a1上相對于同步嚙合機構58配置在驅動軸60側，并與驅動軸60聯動，并且與第一旋轉軸50配置為在軸向上重疊的雙重軸。與主動齒輪52直徑相同的從動齒輪(第二齒輪)55和比主動齒輪52的直徑稍大的輸出齒輪56與第二旋轉軸53一體固定地連接。

軸承54具有圓筒狀的內圈、配置于內圈的外周側的圓筒狀的外圈、介于上述內圈和外圈之間的多個滾針，內圈和外圈能夠相對地旋轉。另外，內圈被第一旋轉軸50的外周面支承，并且外圈被第二旋轉軸53的內周面支承。此外，通過內圈和外圈中的至少一個兼用于第一旋轉軸50或第二旋轉軸53，能夠減少部件件數。

在主動齒輪52與從動齒輪55的外周側，在內周面形成有齒面的套筒57在軸向上能夠移動地配置，該套筒57通過借助省略圖示的由油壓驅動的輪輻在軸向上被移動驅動，在只與主動齒輪52嚙合的位置和橫跨主動齒輪52及從動齒輪55而與雙方嚙合的位置之間滑動驅動。由此，主動齒輪52和從動齒輪55能夠自由地切換為分離狀態或驅動連接狀態。并且，輸出齒輪56與輸出齒輪部6的輸入齒輪61嚙合。在從動齒輪55的主動齒輪52側配置有未圖示的同步器。即，通過上述的同步器、套筒57、主動齒輪52、從動齒輪55構成同步嚙合機構58，能夠使第一旋轉軸50和第二旋轉軸53接合或分離。

無級變速機構4能夠連續地變更變速比，在本實施方式中，應用帶式無級自動變速機構。但并不限定于此，作為無級變速機構4，也可以應用例如環形無級變速機構或圓錐形無級變速機構等。無級變速機構4具有與輸入軸2連接的主動輪41、從動輪42、卷繞在該主動輪41和該從動輪42上的環狀帶43。主動輪41具有以在軸向上不能移動的方式固定于輸入軸2的固定輪41a和被輸入軸2支承為在軸向上能夠移動的可動輪41b，上述固定輪41a和可動輪41b具有分別相對的形成為圓錐狀的壁面，通過由上述固定輪41a與可動輪41b形成的截面V字狀的槽部夾持帶43。

同樣地，從動輪42具有以在軸向上不能移動的方式固定于中心軸44的固定輪42a和被中心軸44支承為在軸向上能夠移動的可動輪42b，上述固定輪42a和可動輪42b具有分別相對的形成為圓錐狀的壁面，通過由上述固定輪42a與可動輪42b形成的截面斷面V字狀的槽部夾持帶43。上述主動輪41的固定輪41a和從動輪42的固定輪42a相對于帶43配置在軸向上的相反一側。

另外，在主動輪41的可動輪41b的背面側配置有油壓伺服器45，在從動輪42的可動輪42b的背面側配置有油壓伺服器46。并且，上述油壓伺服器45、46構成為，通過供給工作油壓產生與負載扭矩對應的帶夾緊力，并且產生用于變更或固定變速比的夾緊力。

從動輪42的可動輪42b的輸出軸47經由第二離合器C2與輸出齒輪部6的驅動軸60連接。即，第二離合器C2安裝在第二動力傳遞路徑a2上。輸出齒輪部6具有驅動軸60、與該驅動軸60的一端側固定地連接的輸入齒輪61、與該驅動軸60的另一端側固定地連接的反轉齒輪62，反轉齒輪62與中間軸部7的從動齒輪71嚙合。

中間軸部7具有中間軸70、與該中間軸70固定地連接的從動齒輪71、與中間軸70固定地連接的主動齒輪72，主動齒輪72與差速器裝置8的差速器齒圈80嚙合。

差速器裝置8構成為，一邊吸收左右驅動軸81L、81R的旋轉差，一邊將差速器齒圈80的旋轉向左右驅動軸81L、81R傳遞，左右驅動軸81L、81R分別與未圖示的左右車輪連接。此外，由于差速器齒圈80與主動齒輪72嚙合且從動齒輪71與反轉齒輪62嚙合，因此，輸出齒輪部6的驅動軸60、中間軸部7的中間軸70、差速器裝置8經由左右驅動軸81L、81R與車輪驅動連接，并且始終與車輪聯動。

ECU11具有例如CPU、存儲處理程序的ROM、臨時存儲數據的RAM、輸入輸出口、通信口，該ECU11使向油壓控制裝置12的控制信號等各種信號從輸出口輸出。用于檢測輸入軸2的輸入軸轉速Nin的輸入軸轉速傳感器和用于檢測驅動軸60的輸出軸轉速Nout的輸出軸轉速傳感器等經由輸入口與ECU11連接。

車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式(第二模式)下前進行駛時，ECU11執行將第一離合器C1變為接合狀態的接合模式。另外，車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式下前進行駛時，在第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N小于第一閾值N₁的情況下，ECU11執行將第一離合器C1變為分離狀態的分離模式(參照圖2(b)中的步驟S2～S3)。而且，車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式下前進行駛時，在第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N大于比第一閾值N₁大的第二閾值N₂大的情況下，ECU11執行將第一離合器C1變為接合狀態的接合模式(參照圖2(b)中的步驟S5～S6)。其中，第二閾值N₂設定得比第一閾值N₁大。由此，與只利用一個閾值來判斷分離模式的執行和接合模式的執行的情況相比，能夠降低亂調的頻率。

油壓控制裝置12通過初級調節器閥及次級調節器閥，基于節氣門開度將油泵所產生的油壓調壓為主壓和次級壓。另外，油壓控制裝置12具有多個電磁閥等，其通過ECU11的指令使用油壓來進行無級變速機構4的變速和第一離合器C1、第二離合器C2、第三離合器、第一制動器B1的接合或分離等控制。

接著，說明自動變速器10的動作。例如，在裝載有自動變速器10的車輛1向前進方向起步的情況或者以小于規定速度的速度前進行駛的情況下，變為非無級模式(第一模式)(參照圖2(a))，在第一制動器B1和第二離合器C2分離的狀態下，切換為套筒57橫跨主動齒輪52及從動齒輪55而與上述主動齒輪52及從動齒輪55嚙合，從而同步嚙合機構58接合，第一離合器C1接合。于是，由于太陽輪S和行星架CR因行星齒輪DP中第一離合器C1的接合變為一體旋轉而成為直接連接狀態，因此，經由液力變矩器或鎖止離合器輸入至輸入軸2的來自內燃機的輸入旋轉直接向中空軸30傳遞，并作為正轉從正轉逆轉輸出齒輪31向減速齒輪機構5的輸入齒輪51傳遞。

傳遞至減速齒輪機構5的輸入齒輪51的輸入旋轉(正轉)通過正轉逆轉輸出齒輪31與輸入齒輪51的直徑差(齒數差)被減速，并且作為逆轉從主動齒輪52經由套筒57及從動齒輪55向輸出齒輪56傳遞，并作為正轉向輸出齒輪部6的輸入齒輪61傳遞。而且，傳遞至輸出齒輪部6的輸入齒輪61的正轉的減速旋轉一邊通過反轉齒輪62與從動齒輪71的直徑差(齒數差)被減速，一邊作為逆轉從反轉齒輪62向中間軸部7的從動齒輪71傳遞。并且，傳遞至中間軸部7的從動齒輪71的逆轉的減速旋轉進一步被減速而逆轉，并從主動齒輪72向差速器裝置8的差速器齒圈80傳遞，由此，作為前進低速擋模式的固定變速比的正轉經由左右驅動軸81L、81R向車輪輸出。

另一方面，例如，在裝載有自動變速器10的車輛向后退方向起步的情況或以小于規定速度的速度后退行駛的情況下，變為后退擋模式，首先，在第一離合器C1和第二離合器C2分離的狀態下，切換為套筒57橫跨主動齒輪52及從動齒輪55而與上述主動齒輪52及從動齒輪55嚙合，從而同步嚙合機構58接合，第一制動器B1卡止。于是，經由液力變矩器或鎖止離合器輸入至輸入軸2的來自內燃機的輸入旋轉輸入至行星架CR，由于行星齒輪DP中第一制動器B1的接合，因此，行星架CR的輸入旋轉通過固定的齒圈R被反轉而作為逆轉從太陽輪S輸出，由此，該逆轉向中空軸30傳遞，并作為逆轉從正轉逆轉輸出齒輪31向減速齒輪機構5的輸入齒輪51傳遞。

與齒輪起步模式相同，傳遞至減速齒輪機構5的輸入齒輪51的逆轉通過正轉逆轉輸出齒輪31與輸入齒輪51的直徑差(齒數差)被減速，并且以正轉從主動齒輪52經由套筒57及從動齒輪55向輸出齒輪56傳遞，并作為逆轉從輸出齒輪56向輸出齒輪部6的輸入齒輪61傳遞。而且，傳遞至輸出齒輪部6的輸入齒輪61的逆轉，一邊通過反轉齒輪62與從動齒輪71的直徑差(齒數差)被減速，一邊作為正轉從反轉齒輪62向中間軸部7的從動齒輪71傳遞。并且，傳遞至中間軸部7的從動齒輪71的正轉進一步被減速而反轉，并從主動齒輪72向差速器裝置8的差速器齒圈80傳遞，由此，作為后退模式的固定變速比的逆轉經由左右驅動軸81L、81R向車輪輸出。

另外，例如，在前進行駛中變為規定速度以上的情況下，變為第一無級模式(參照圖2(a))，第一離合器C1在分離模式下被分離，并且第二離合器C2接合。此時，由于套筒57與從動齒輪55的嚙合被過度地維持，因此，同步嚙合機構58接合，但是，通過進一步加速變為第二無級模式(參照圖2(a))，套筒57與從動齒輪55的嚙合被解除且同步嚙合機構58分離。由此，經由液力變矩器或鎖止離合器輸入至輸入軸2的來自內燃機的輸入旋轉一邊被無級變速，一邊作為無級變速旋轉從主動輪41經由帶43向從動輪42傳遞，而且，經由第二離合器C2從輸出齒輪部6的驅動軸60向反轉齒輪62傳遞。從反轉齒輪62向中間軸部7的從動齒輪71傳遞且被傳遞至中間軸部7的從動齒輪71的無級變速旋轉一邊通過主動齒輪72被減速，一邊向差速器裝置8的差速器齒圈80傳遞，由此，作為無級變速模式的可變變速比的正轉經由左右驅動軸81L、81R向車輪輸出。

另外，在車輛1進一步被加速的情況下，變為第三無級模式(參照圖2

(a))，第一離合器C1接合。由此，除了上述的第二無級模式中的無級變速的動作以外，第一離合器C1以接合模式接合，由此，由于太陽輪S和行星架CR因在行星齒輪DP中第一離合器C1的接合變為一體旋轉而變為直接連接狀態，因此，輸入至輸入軸2的來自內燃機的輸入旋轉直接向中空軸30傳遞，并作為正轉從正轉逆轉輸出齒輪31向減速齒輪機構5的輸入齒輪51傳遞。傳遞至減速齒輪機構5的輸入齒輪51的輸入旋轉(正轉)通過正轉逆轉輸出齒輪31與輸入齒輪51的直徑差(齒數差)被減速，并且使第一旋轉軸50以正轉旋轉。

此時，從輸出齒輪部6的驅動軸60傳遞至輸入齒輪61的逆轉的無級變速旋轉以正轉向減速齒輪機構5的輸出齒輪56傳遞。因此，第一旋轉軸50和第二旋轉軸53均向相同方向旋轉。由此，與在將第一離合器C1變為分離狀態下第一旋轉軸50大致不旋轉的情況相比，第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N降低，因此，能夠抑制軸承54的磨損。

其中，說明ECU11基于檢測出的輸入軸轉速Nin及輸出軸轉速Nout計算第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速(下面，簡稱為相對轉速)N的順序。

首先，在第二離合器C2接合并且同步嚙合機構58分離的第二無級模式下，在處于第一離合器C1分離的分離模式的情況下，來自輸入軸2的旋轉經由第二動力傳遞路徑a2向驅動軸60傳遞。同時，在從輸入軸2至第一旋轉軸50的第一動力傳遞路徑a1中，不傳遞旋轉。其中，將輸入軸2的輸入軸轉速設為Nin，將由輸入軸轉速Nin及輸出軸轉速Nout所運算出的無級變速機構4的變速比設為γ，將輸出齒輪部6的輸入齒輪61與減速齒輪機構5的輸出齒輪56的已知的齒輪比設為I₂。在該情況下，第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N通過下式進行計算。

N＝(1/γ)×I₂×Nin

另外，在第二離合器C2接合并且同步嚙合機構58分離的第三無級模式下，在處于第一離合器C1接合的接合模式的情況下，來自輸入軸2的旋轉經由第二動力傳遞路徑a2向驅動軸60傳遞。同時，由于也與從輸入軸2至第一旋轉軸50的第一動力傳遞路徑a1連接，因此，第一旋轉軸50旋轉。此外，就此時的各軸的旋轉方向而言，由于輸入軸2為正轉方向，因此，第一旋轉軸50為逆轉方向，另外，由于輸入軸2及驅動軸60為正轉方向，因此，第二旋轉軸53為逆轉方向，由此，第一旋轉軸50及第二旋轉軸53向相同方向旋轉。其中，將前進后退切換裝置3的正轉逆轉輸出齒輪31與減速齒輪機構5的輸入齒輪51的已知的齒輪比設為I₁。在該情況下，第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N通過下式進行計算。

N＝((1/γ)×I₂)-(1/I₁))×Nin

接著，參照圖2(b)的流程圖說明車輛1在無級模式下行駛時的自動變速器10的動作。

ECU11判斷目前的行駛模式是否為第二無級模式或第三無級模式中的某一模式(步驟S1)。在ECU11判斷為目前的行駛模式不是第二無級模式和第三無級模式中的某一模式的情況下，結束處理。

在ECU11判斷為目前的行駛模式是第二無級模式或第三無級模式中的某一模式的情況下，ECU11判斷相對轉速N是否在第一閾值N₁以下(步驟S2)。在ECU11判斷為相對轉速N在第一閾值N₁以下的情況下，由于旋轉差小且軸承54的摩擦力小，因此，使第一離合器C1分離而變為分離模式(步驟S3)。由此，行駛模式變為第二無級模式(步驟S4)，結束處理。因行駛模式變為第二無級模式，輸入軸2的旋轉在第一動力傳遞路徑a1中被第一離合器C1切斷，從而經由第二動力傳遞路徑a2向驅動軸60傳遞。因此，從中空軸30至第一旋轉軸50大致不旋轉，由此，與從中空軸30至第一旋轉軸50旋轉的情況相比，能夠使旋轉阻力變小，從而能夠提高燃料經濟性。

另一方面，在步驟S2中，在ECU11判斷為相對轉速N不在第一閾值N₁以下的情況下，ECU11判斷相對轉速N是否在第二閾值N₂以上(步驟S5)。在ECU11判斷為相對轉速N不在第二閾值N₂以上的情況下，結束處理。在ECU11判斷為相對轉速N在第二閾值N₂以上的情況下，由于旋轉差大且軸承54的摩擦力大，因此，使第一離合器C1接合而變為接合模式(步驟S6)。由此，行駛模式為第三無級模式(步驟S7)，結束處理。因行駛模式變為第三無級模式，輸入軸2的旋轉在第一動力傳遞路徑a1中通過第一離合器C1連接，直至第一旋轉軸50為止旋轉。因此，能夠使相對轉速N降低。

綜上所述，根據本實施方式的自動變速器10，車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式下前進行駛時，由于執行將第一離合器C1變為接合狀態的接合模式，因此，從輸入軸2輸入的驅動扭矩在第二動力傳遞路徑a2中經由第二離合器C2向驅動軸60傳遞，并且旋轉地傳遞至與第二動力傳遞路徑a2聯動的第二旋轉軸53。同時，從輸入軸2輸入的驅動扭矩在第一動力傳遞路徑a1中經由第一離合器C1旋轉地傳遞至第一旋轉軸50。此時，第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的旋轉方向相同。

因此，由于第一旋轉軸50與第二旋轉軸53向相同方向旋轉，因此，與處于第一離合器C1分離的分離模式的情況相比，第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N變小。由此，在車輛1以高速前進行駛時，能夠降低相對轉速N，因此，能夠降低將第一旋轉軸50與第二旋轉軸53支承為能夠相對旋轉的軸承54所產生的摩擦力，從而能夠延遲軸承54的磨損速度，能夠延長壽命。

另外，在本實施方式的自動變速器10中，車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式下前進行駛時，在第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N小于第一閾值N₁的情況下，執行將第一離合器C1變為分離狀態的分離模式(參照圖2(b)中的步驟S2～S3)。

由此，輸入軸2的旋轉在第一動力傳遞路徑a1中被第一離合器C1切斷，從而經由第二動力傳遞路徑a2向驅動軸60傳遞，由此，從中空軸30至第一旋轉軸50大致不旋轉，因此，與從中空軸30至第一旋轉軸50旋轉的情況相比，能夠使旋轉阻力變小，從而能夠提高燃料經濟性。

另外，在本實施方式的自動變速器10中，車輛1在將第二離合器C2變為接合狀態并且將同步嚙合機構58變為分離狀態的無級模式下前進行駛時，在第一旋轉軸50與第二旋轉軸53的相對轉速N大于比第一閾值N₁大的第二閾值N₂的情況下，執行將第一離合器C1變為接合狀態的接合模式(參照圖2(b)中的步驟S5～S6)。由此，第二閾值N₂設定得比第一閾值N₁大，因此，與只利用一個閾值來判斷分離模式的執行和接合模式的執行的情況相比，能夠降低亂調的頻率。

另外，在本實施方式的自動變速器10中，變速機構是能夠連續地變更變速比的無級變速機構4，第一模式是非無級模式，第二模式是無級模式。由此，在具有無級變速機構4的自動變速器10中，在車輛1以高速前進行駛時，能夠降低將第一旋轉軸50與第二旋轉軸53支承為能夠相對旋轉的軸承54所產生的摩擦力，從而能夠延遲軸承54的磨損速度，能夠延長壽命。另外，在本實施方式的自動變速器10中，第一接合構件是能夠使與第一旋轉軸50一體旋轉的主動齒輪52和與第二旋轉軸53一體旋轉的從動齒輪55嚙合的同步嚙合機構58。由此，在車輛1以高速前進行駛時，能夠降低相對轉速N，因此，能夠降低將第一旋轉軸50與第二旋轉軸53支承為能夠相對旋轉的軸承54所產生的摩擦力，從而能夠延遲軸承54的磨損速度，能夠延長壽命。

此外，在上述的本實施方式中，說明了由同步嚙合機構58構成第一接合構件且由第二離合器C2構成第二接合構件的情況，但并不限定于此。例如，也可以由爪形離合器或制動器等構成各接合構件。

另外，在上述的本實施方式中，說明了設定第一閾值N₁來作為從第三無級模式切換為第二無級模式時的相對轉速N的閾值，設定比第一閾值N₁大的第二閾值N₂來作為從第二無級模式切換至第三無級模式時的相對轉速N的閾值，但并不限定于此。例如，也可以只設定一個閾值，只利用該閾值來判斷第二無級模式與第三無級模式雙方的切換。

另外，在上述的本實施方式中，說明了將同步嚙合機構58配置在前進后退切換裝置3與驅動軸60之間的情況，但并不限定于此，也可以將同步嚙合機構58配置在前進后退切換裝置3與輸入軸2之間。同樣地，在上述的本實施方式中，說明了將第二離合器C2配置在無級變速機構4與驅動軸60之間，但并不限定于此，也可以將第二離合器C2配置在無級變速機構4與輸入軸2之間。即，第二旋轉軸53在第一動力傳遞路徑a1上相對于同步嚙合機構58配置在輸入軸2及驅動軸60中的某一軸側，并與某一側的軸聯動，并且，該第二旋轉軸53與第一旋轉軸50配置為在軸向上重疊的雙重軸。

另外，在上述的本實施方式中，說明了前進后退切換裝置3應用使用了行星齒輪DP的結構的情況，但并不限定于此，也可以應用其他結構。

另外，在上述的本實施方式中，說明了變速機構應用無級變速機構4的情況，但并不限定于此，也可以應用多級變速機構。

產業上的可利用性

本自動變速器涉及具有無級變速機構與前進后退切換裝置的自動變速器，詳細地說，優選使用如下自動變速器，該自動變速器具有經由前進后退切換裝置設置的第一動力傳遞路徑和經由無級變速機構與第一動力傳遞路徑并行設置的第二動力傳遞路徑。

附圖標記的說明：

1 車輛

2 輸入軸

3 前進后退切換裝置

4 無級變速機構(變速機構)

10 自動變速器

50 第一旋轉軸

52 主動齒輪(第一齒輪)