CN116157606A - 动力传递路径切换装置及二级变速器 - Google Patents

Abstract

课题为能够将可在高低二级别切换减速比的二级变速器切换到驻车锁定模式，而且防止该二级变速器意外地切换到驻车锁定模式，还根据需要降低驻车锁定模式的解除所需的力。在将二级变速器(1)切换到驻车锁定模式时，基于利用电动驱动器(58)旋转驱动驱动凸轮(50)，首先在将动力传递路径切换装置(5)切换到将摩擦卡合装置(40)连接且旋转传递状态切换装置(41)为自由模式的第一模式后，在维持摩擦卡合装置(40)为连接状态的状态下，将旋转传递状态切换装置(41)切换到锁定模式。在解除驻车锁定模式时，在维持旋转传递状态切换装置(41)为锁定模式的状态下，通过断开摩擦卡合装置(40)，由此将动力传递路径切换装置(5)切换到第一模式。

Description

动力传递路径切换装置及二级变速器

技术领域

本发明涉及用于切换输入部件与输出部件之间的动力的传递路径的动力传递路径切换装置、以及具备该动力传递路径切换装置的二级变速器。

背景技术

受到近年来的化石燃料的消费量降低化的趋势，电动汽车、混合动力汽车的研究正在进行，而且一部分正在被实施。与通过使化石燃料直接燃烧来做功的内燃机(发动机)不同，作为汽车用，优选作为电动汽车、混合动力汽车的动力源的电动马达的输出轴的扭矩及转速的特性(通常，启动时产生最大扭矩)，因此不必一定设置以内燃机为驱动源的通常的汽车那样的变速器。但是，即使在以电动马达为驱动源的情况下，通过设置变速器，也能够改善加速性能及高速性能。具体而言，通过设置变速器，能够使车辆的行驶速度与加速度的关系接近搭载汽油发动机且在动力的传递系统中设有变速器的汽车，更顺滑。关于这点，参照图32进行说明。

例如，若在电动马达的输出轴与连接于驱动轮的差速齿轮的输入部之间配置减速比大的动力传递装置，则电动汽车的加速度(G)与行驶速度(km/h)的关系为图32的实线a那样。即，低速时的加速性能优异，但不能进行高速行驶。与之相对，若在上述输出轴与上述输入部之间配置减速比小的动力传递装置，则该关系为图32的虚线b那样。即，可以进行高速行驶，但低速时的加速性能受损。与之相对，若在上述输出轴与上述输入部之间设置变速器，且根据车速改变该变速器的减速比，则可得到使实线a中的比点P靠左侧部分和虚线b中的比点P靠右侧部分连续的特性。可知，该特性与图32中用虚线c所示的具有同程度的输出的汽油发动机车大致同等，关于加速性能及高速性能，可得到与在动力的传递系统中设有变速器的汽油发动机车同等的性能。

日本特开平05－116549号公开了一种电动汽车用驱动装置的构造，将电动马达的输出轴的扭矩经由组合一对行星齿轮机构和一对制动器而成的二级变速器(利用二级变速器减速)传递至差速齿轮。在该电动汽车用驱动装置中，基于对一对制动器的断开状态或连接状态进行切换，一对行星齿轮机构的构成元件切换可旋转的状态和不能旋转的状态，从而能够将电动马达的输出轴与差速齿轮之间的减速比在高低二级别切换。

德国专利申请公开第102016105991号公开了一种换挡鼓装置的构造，能够将变速器的减速比至少在二级别切换。在该装置中，基于利用电动马达等驱动器使换挡鼓旋转，能够切换变速器的减速比。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平05－116549号

专利文献2：德国专利申请公开第102016105991号

发明内容

发明所要解决的课题

日本特开平05－116549号记载的装置构成为，利用以液压动作的伺服活塞PL、PH使支撑于行星齿轮机构的构成元件的摩擦卡合元件和支撑于外壳的摩擦卡合元件彼此压紧，从而连接(卡合)制动器。但是，在电动汽车、混合动力汽车中，为了实现由系统的简化带来的成本降低、耗电性能的提高，期望利用电动驱动器进行二级变速器的减速比的切换，省略液压系统。

德国专利申请公开第102016105991号记载的装置具备如下机构：能够进行向锁定变速器的输出轴的旋转的驻车锁定模式的切换，而且在车辆行驶中，防止变速器意外地切换到驻车锁定模式而对该变速器施加不希望的负荷等。具体而言，使销卡合于沿周向伸长地形成于换挡鼓的外周面的槽，从而防止上述换挡鼓的意外的旋转，并防止变速器意外地切换到驻车锁定模式。在换挡杆选择了P档(驻车档)的情况等时，使上述销向径向外方退避，脱离与上述槽的卡合，从而可以切换到驻车锁定模式。

但是，在德国专利申请公开第102016105991号记载的换挡鼓装置中，仅为了防止变速器意外地切换到驻车锁定模式，便需要在换挡鼓形成沿周向伸长的槽、设置可与该槽卡合/脱离的销、用于使该销相对于上述槽远离/接近移动的驱动器。因此，会导致上述换挡鼓装置大型化、制造成本提高。

本发明鉴于上述这样的情况，目的在于提供一种动力传递路径切换装置，能够将可在高低二级别切换减速比的二级变速器切换到驻车锁定模式，其中，能够防止上述二级变速器意外地切换到驻车锁定模式，而且根据需要，降低驻车锁定模式的解除所需的力。

用于解决课题的方案

本发明的一方案的动力传递路径切换装置具备摩擦卡合装置、旋转传递状态切换装置以及控制装置。

上述摩擦卡合装置具有支撑为彼此能够进行轴向的相对位移的至少各一个的摩擦片及分离片。该摩擦卡合装置通过将上述摩擦片和上述分离片彼此推压而被连接，而且通过放开将上述摩擦片和上述分离片彼此推压的力而被断开。

上述旋转传递状态切换装置具有彼此同轴配置的第一部件及第二部件。另外，上述旋转传递状态切换装置具有自由模式和单向离合器模式中的至少一方的模式及锁定模式，上述自由模式是不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，上述第一部件相对于上述第二部件的旋转都被允许，上述单向离合器模式是仅上述第一部件相对于上述第二部件的预定方向的旋转被允许且上述第一部件相对于上述第二部件的与上述预定方向相反的方向的旋转被阻止，上述锁定模式是不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，上述第一部件相对于上述第二部件的旋转都被阻止。

上述控制装置具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式时，在将上述摩擦卡合装置连接后，在保持维持该摩擦卡合装置为连接状态的状态下，将上述旋转传递状态切换装置切换到上述锁定模式。

在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，上述控制装置能够具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持维持上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，将上述摩擦卡合装置断开。

该情况下，上述控制装置能够具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置断开且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持维持上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，防止上述摩擦卡合装置从断开状态切换到连接状态。具体而言，例如，上述控制装置能够具有误锁定防止用限位部，该误锁定防止用限位部在该状态下在保持将上述旋转传递状态切换装置维持为上述锁定模式的状态下，防止上述摩擦卡合装置从断开状态切换到连接状态。

在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，在上述旋转传递状态切换装置具有上述单向离合器模式的情况下，上述控制装置能够具有如下功能：在上述摩擦卡合装置从断开状态向连接状态的切换中、和/或上述摩擦卡合装置从连接状态向断开状态的切换中，使上述旋转传递状态切换装置成为上述单向离合器模式。

在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，上述控制装置能够具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持将上述摩擦卡合装置连接的状态下，防止上述旋转传递状态切换装置从上述锁定模式切换到上述自由模式或上述单向离合器模式。具体而言，例如，上述控制装置能够具有防锁定脱离机构，该防锁定脱离机构在该状态下，在保持将上述摩擦卡合装置连接的状态下，防止上述旋转传递状态切换装置从上述锁定模式切换到上述自由模式或上述单向离合器模式。

在本发明一方案的动力传递路径切换装置中，上述控制装置能够具备被支撑为能够旋转且不能进行轴向位移的驱动凸轮。该情况下，上述控制装置基于该驱动凸轮的旋转，切换上述摩擦卡合装置的断开状态或连接状态及上述旋转传递状态切换装置的模式。

在本发明一方案的动力传递路径切换装置中，上述控制装置能够具备具有上述凸轮及被驱动凸轮的凸轮装置，该被驱动凸轮被支撑为能够进行相对于上述驱动凸轮的相对旋转及轴向位移，且随着该驱动凸轮的旋转而在轴向位移。

该情况下，上述凸轮装置能够具有夹持于上述驱动凸轮与上述被驱动凸轮之间的多个滚动体。

该情况下，能够将上述滚动体由辊构成，该辊具有朝向放射方向的自转轴，且在上述被驱动凸轮自如地被支撑为进行以上述自转轴为中心的旋转。

或者，也能够将上述滚动体由球体构成。

在上述控制装置具有上述误锁定防止用限位部的情况下，能够将该误锁定防止用限位部设于上述驱动凸轮和/或上述被驱动凸轮。

上述控制装置能够基于使上述驱动凸轮旋转，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔扩大的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置，而且通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔缩小的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置断开。换言之，能够将上述摩擦卡合装置由所谓的常开型的离合器构成。

该情况下，上述控制装置能够具备弹性部件，该弹性部件配置于上述被驱动凸轮与上述摩擦卡合装置之间，而且向将该被驱动凸轮和该摩擦卡合装置彼此分离的方向弹性地施力。

或者，上述控制装置能够基于使上述驱动凸轮旋转，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔缩小的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置连接，而且，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔扩大的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置断开。换言之，能够将上述摩擦卡合装置由所谓的常闭型的离合器构成。

在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，上述第一部件和上述第二部件中的一方的部件能够在圆周方向多处具有卡合凹部。

该情况下，上述旋转传递状态切换装置能够具备：

模式选择部，其在圆周方向多处具有在径向或轴向突出的突出部；

第一爪部件，其具有枢轴支撑于上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件的第一基部、以及从上述第一基部朝向圆周方向一侧伸出的第一卡合爪；

第二爪部件，其具有枢轴支撑于上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件的第二基部、以及从上述第二基部朝向圆周方向另一侧伸出的第二卡合爪；

第一爪施力部件，其对上述第一卡合爪向使其与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力；以及

第二爪施力部件，其对上述第二卡合爪向使其与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力。

在上述锁定模式下，使上述第一卡合爪及上述第二卡合爪不被上述突出部按压而卡合于上述卡合凹部，由此，不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，都阻止上述第一部件相对于上述第二部件的旋转。

在该动力传递路径切换装置具有上述自由模式的情况下，在上述自由模式下，使上述第一卡合爪及上述第二卡合爪被上述突出部按压而不卡合于上述卡合凹部，由此，不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，都允许上述第一部件相对于上述第二部件的旋转。

在该动力传递路径切换装置具有上述单向离合器模式的情况下，在上述单向离合器模式下，基于使上述选择板旋转或轴向位移，使上述第一卡合爪和上述第二卡合爪中的一方的卡合爪不被上述突出部按压而卡合于上述卡合凹部，且使上述第一卡合爪和上述第二卡合爪中的另一方的卡合爪被上述突出部按压而与上述卡合凹部不卡合，从而仅允许上述第一部件相对于上述第二部件的预定方向的旋转，而且阻止上述第一部件相对于上述第二部件的与上述预定方向相反的方向的旋转。

在该动力传递路径切换装置中，上述模式选择部能够随着上述驱动凸轮的旋转而旋转，或者在轴向位移。

该情况下，上述旋转传递状态切换装置能够具备具有上述模式选择部的选择板。

或者，上述驱动凸轮也能够具备上述模式选择部。

在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，上述摩擦卡合装置能够具有向使上述摩擦片和上述分离片彼此分离的方向弹性地施力的复位弹簧。

本发明的一方案的二级变速器具备：

输入部件；

与上述输入部件同轴配置的输出部件；

在动力的传递方向上配置于上述输入部件与上述输出部件之间的行星齿轮机构；以及

切换上述输入部件与上述输出部件之间的动力传递路径的动力传递路径切换装置。

特别地，在本发明的一方案的二级变速器中，上述动力传递路径切换装置由本发明的一方案的动力传递路径切换装置构成。

上述行星齿轮机构具备：

相对于上述输入部件以与该输入部件一体地旋转的方式连接的中心齿轮；

与该中心齿轮同轴地配置于上述中心齿轮的周围的齿圈；

与上述中心齿轮同轴地配置，且相对于上述输出部件以与该输出部件一体地旋转的方式连接的行星轮架；以及

与上述中心齿轮和上述齿圈啮合，且在上述行星轮架自如地被支撑为进行以自身的中心轴为中心的旋转的多个小齿轮。

上述摩擦片和上述分离片中的一方被支撑为相对于上述中心齿轮或上述输入部件能够进行轴向的相对位移，且不能进行相对旋转，

上述摩擦片和上述分离片中的另一方被支撑为相对于上述行星轮架或上述输出部件能够进行轴向的相对位移，且不能进行相对旋转，

上述第一部件和上述第二部件中的一方被支撑为相对于在使用时也不旋转的部分不能进行相对旋转，以及

上述第一部件和上述第二部件中的另一方被支撑为相对于上述齿圈不能进行相对旋转。

在本发明的一方案的二级变速器中，在具备上述凸轮装置作为上述动力传递路径切换装置，且采用随着上述驱动凸轮的旋转而旋转或在轴向上位移的结构作为上述选择板的情况下，该二级变速器能够具备旋转驱动上述驱动凸轮的电动驱动器。

发明的效果

根据本发明的一方案的动力传递路径切换装置，能够将可在高低二级别切换减速比的二级变速器切换到驻车锁定模式，而且能够防止该二级变速器意外地切换到驻车锁定模式。进一步地，在本发明的一方案的动力传递路径切换装置中，能够根据需要降低驻车锁定模式的解除所需的力。

附图说明

图1是本发明的实施方式的第一例的二级变速器的立体图。

图2是第一例的二级变速器的剖视图。

图3是表示第一例的二级变速器的示意图。

图4(A)是第一例的二级变速器的表示低减速比模式下的动力的传递路径的示意图。图4(B)是第一例的二级变速器的表示高减速比模式下的动力的传递路径的示意图。

图5是构成第一例的二级变速器的动力传递路径切换装置的剖视图。

图6是第一例的动力传递路径切换装置的分解立体图。

图7是构成第一例的动力传递路径切换装置的凸轮装置及旋转传递状态切换装置的分解立体图。

图8是构成第一例的动力传递路径切换装置的摩擦卡合装置的剖视图。

图9(A)是从径向外侧观察处于使轴向尺寸最短的状态第一例的凸轮装置的示意图。图9(B)是从径向外侧观察处于使轴向尺寸最长的状态的第一例的凸轮装置的示意图。

图10(A)是表示第一例的摩擦卡合装置及凸轮装置的断开摩擦卡合装置的状态的示意图。图10(B)是第一例的摩擦卡合装置及凸轮装置的将摩擦卡合装置连接的状态的示意图。

图11是第一例的旋转传递状态切换装置的从轴向一侧观察的立体图。

图12是第一例的旋转传递状态切换装置的分解立体图。

图13是第一例的旋转传递状态切换装置的卸下了选择板的状态下的从轴向一侧观察的端面图。

图14是图13的X部放大图。

图15(A)是表示第一例的旋转传递状态切换装置的自由模式下的第一卡合爪及第二卡合爪、卡合凹部以及突起部的卡合关系的示意图，图15(B)是表示锁定模式下的上述卡合关系的示意图，图15(C)是表示单向离合器模式下的上述卡合关系的示意图。

图16是示意性地表示第一例的二级变速器的摩擦卡合装置的断开状态或连接状态和旋转传递状态切换装置的模式的曲线图。

图17是表示比较例的动力传递路径切换装置的剖视图。

图18是示意性表示比较例的动力传递路径切换装置的第一摩擦卡合装置与第二摩擦卡合装置的断开状态或连接状态的曲线图。

图19(A)是第一例的第一变形例的相当于图16的图。图19(B)是第一例的第二变形例的相当于图16的图。

图20是本发明的实施方式的第二例的动力传递路径切换装置的剖视图。

图21是第二例的动力传递路径切换装置的分解立体图。

图22是第二例的驱动凸轮、二级齿轮、以及选择板的分解立体图。

图23(A)是本发明的实施方式的第三例的凸轮装置的表示限位片抵接于突起的状态的立体图。图23(B)是第三例的凸轮装置的表示限位片越上突起的状态的立体图。

图24是图23(A)的Y－Y剖视图。

图25是第三例的驱动凸轮的立体图。

图26是第三例的被驱动凸轮的立体图。

图27是第三例的被驱动凸轮的局部分解立体图。

图28是示意性表示第三例的摩擦卡合装置的断开状态或连接状态及防锁定脱离机构的卡合状态和旋转传递状态切换装置的模式的曲线图。

图29是示意性表示本发明的实施方式的第四例的摩擦卡合装置的断开状态或连接状态以及凸轮行程和旋转传递状态切换装置的模式的曲线图。

图30是表示本发明的实施方式的第五例的二级变速器的示意图。

图31(A)是表示第五例的摩擦卡合装置及凸轮装置的将摩擦卡合装置连接的状态的示意图。图31(B)是表示第五例的摩擦卡合装置及凸轮装置的断开摩擦卡合装置的状态的示意图。

图32是用于说明将变速器装入以电动马达为驱动源的驱动装置的效果的曲线图。

具体实施方式

[第一例]

使用图1～图16，对本发明的实施方式的第一例进行说明。本例的二级变速器1例如配置于作为电动汽车、混合动力汽车的动力源的电动马达的输出轴与差速齿轮之间，将上述电动马达的输出轴的扭矩增大(减速)后，或者不增加(减速)而原样地传递至差速齿轮。本例的二级变速器1具备输入部件2、输出部件3、行星齿轮机构4、以及动力传递路径切换装置5。这样的二级变速器1构成为，除了输入部件2与输出部件3之间的减速比小的低减速比模式和减速比比该低减速比模式大的高减速比模式，还能够进行向锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式的切换。

输入部件2连接于电动马达的输出轴等驱动轴(省略图示)，且被输入扭矩(动力)。本例中，输入部件2具备输入筒状部6和从输入筒状部6的轴向一侧(图2～图9(B)的右侧)的端部朝向径向外侧折弯的输入凸缘部7。驱动轴例如可进行扭矩传递地内嵌于输入筒状部6的内周面，或者通过螺栓紧固等可进行扭矩传递地结合于输入凸缘部7。

输出部件3与输入部件2同轴地配置，连接于差速齿轮、传动轴等从动轴(图示省略)，且向该从动轴输出扭矩。本例中，输出部件3具备在内周面具有内花键部8的输出筒状部9和从输出筒状部9的轴向另一侧(图2～图9(B)的左侧)的端部朝向径向外侧折弯的输出凸缘部10。上述从动轴通过使配备于其前端部外周面的外花键部与输出筒状部9的内花键部8花键卡合，可进行扭矩传递地连接于输出部件3。

如图2～图4(B)所示，行星齿轮机构4在动力的传递方向上配置于输入部件2与输出部件3之间，而且具备中心齿轮11、齿圈12、行星轮架13、以及多个小齿轮14。

中心齿轮11相对于输入部件2连接成与输入部件2一体地旋转。本例中，中心齿轮11具备轴向一侧的小径筒部15、轴向另一侧的大径筒部16、以及从大径筒部16的轴向另一侧的端部向径向外侧折弯的凸缘部17。中心齿轮11在大径筒部16的外周面具备中心侧外花键部18，而且在凸缘部17的外周面具备由正齿轮或斜齿轮构成的齿轮部19。中心齿轮11的小径筒部15通过花键卡合等可进行扭矩传递的构造外嵌于输入部件2的输入筒状部6。

齿圈12在中心齿轮11的周围被支撑为与中心齿轮11同轴，且可以进行相对于中心齿轮11的相对旋转。本例中，齿圈12具备轴向一侧的小径筒部20、轴向另一侧的大径筒部21、以及连接小径筒部20的轴向另一侧的端部和大径筒部21的轴向一侧的端部的圆环部22。齿圈12在小径筒部20的外周面具备圈侧外花键部23，而且在大径筒部21的内周面具备由正齿轮或斜齿轮构成的齿轮部24。

行星轮架13与中心齿轮11及齿圈12同轴地被支撑，而且相对于输出部件3可以与输出部件3一体旋转地连接。本例中，行星轮架13具备分别为圆环状且在轴向上隔开间隔配置的一对轮缘部25a、25b、架设于一对轮缘部25a、25b中的彼此匹配的圆周方向多处彼此之间的柱部26、以及从一对轮缘部25a、25b中的轴向一侧的轮缘部25a的轴向一侧面的径向中间部朝向轴向一侧遍及全周突出的筒状部27。

行星轮架13在轴向一侧的轮缘部25a中的存在于比筒状部27靠径向外侧的部分的圆周方向多处具备沿轴向贯通的圆孔28a，而且在筒状部27的内周面具备行星轮架侧内花键部29。另外，行星轮架13在一对轮缘部25a、25b中的轴向另一侧的轮缘部25b中的与轴向一侧的轮缘部25a的圆孔28a匹配的部分具备沿轴向贯通的圆孔28b。行星轮架13将轴向另一侧的轮缘部25b通过花键卡合等可进行扭矩传递的构造连接于输出部件3的输出凸缘部10，从而构成为与输出部件3一体旋转。

各个小齿轮14与中心齿轮11和齿圈12啮合，而且自如进行以自身的中心轴为中心的旋转地支撑于行星轮架13。在本例中，各个小齿轮14具备圆柱状的支撑轴30和通过径向滚针轴承32旋转自如地支撑于支撑轴30的轴向中间部周围的圆筒状的主体部分31。主体部分31在其外周面具备由正齿轮或斜齿轮构成且与中心齿轮11的齿轮部19和齿圈12的齿轮部24啮合的齿轮部33。支撑轴30的轴向两侧的端部分别内嵌固定于行星轮架13的圆孔28a、28b。

本例中，卡环34a卡定于中心齿轮11的大径筒部16的轴向中间部外周面。衬垫35向轴向一侧的位移被卡环34a阻止。衬垫35的轴向另一侧面经由推力轴承36a抵碰于轴向一侧的轮缘部25a的径向内侧部分的轴向一侧面。进一步地，卡环34b卡定于齿圈12的大径筒部21的轴向另一侧的端部内周面。压板37向轴向另一侧的位移被卡环34b阻止。压板37的径向内侧部分的轴向一侧面经由推力轴承36b抵碰于轴向另一侧的轮缘部25b(输出部件3的输出凸缘部10)的径向内侧部分的轴向另一侧面。由此，在组装了行星齿轮机构4的状态下，防止了中心齿轮11、齿圈12、行星轮架13以及小齿轮14分离的情况。即，行星齿轮机构4可以作为组件一体的进行处理。

动力传递路径切换装置5切换输入部件2与输出部件3之间的动力传递路径。本例的动力传递路径切换装置5具备使用时也不旋转的外壳38、构成控制装置的凸轮装置39、摩擦卡合装置40、以及旋转传递状态切换装置41。

外壳38具备内径侧筒部42、外径侧筒部43、以及连接内径侧筒部42的轴向一侧的端部和外径侧筒部43的轴向一侧的端部的圆环状的侧板部44。外壳38在内径侧筒部42的外周面具备固定侧外花键部45，而且在外径侧筒部43的内周面具备固定侧内花键部46。另外，外壳38在外径侧筒部43的轴向一侧部分具备沿径向贯通且在圆周方向上伸长的贯通孔47。

本例中，在外壳38的内径侧筒部42的内周面与输入部件2的输入筒状部6的外周面之间配置有径向滚针轴承48，而且在侧板部44的轴向一侧面与输入凸缘部7的轴向另一侧面之间配置有推力滚珠轴承49，由此输入部件2相对于外壳38被旋转自如地支撑。

如图5及图7所示，凸轮装置39具备：可旋转且不能轴向位移地支撑的驱动凸轮50、可进行相对于驱动凸轮50的相对旋转及轴向位移地支撑且随着驱动凸轮50的旋转在轴向上位移的被驱动凸轮51、以及多个(图示的例中为五个)卡合销52。

驱动凸轮50具有圆环形状，而且在外壳38的内径侧筒部42的轴向一侧的端部外周面经由可支撑径向载荷及推力载荷的径向止推滚珠轴承53被支撑为旋转自如且不能进行轴向位移。

驱动凸轮50具有在轴向另一侧面的径向内侧部分将凹部和凸部各同数量在圆周方向上交替配置而成的驱动凸轮面54。如图9(A)及图9(B)所示，驱动凸轮面54在圆周方向上依次反复配置位于轴向上最另一侧(位于凸部的前端部)的平坦面部54a、平缓倾斜面部54b、位于轴向上最一侧的底部54c、以及构成误锁定防止用限位部的急剧倾斜面部54d而成。

驱动凸轮50在径向外侧部分的圆周方向等间隔多处(图示的例中为五处)具有在轴向另一侧面开口的凸轮侧卡合孔56，而且在外周面具有由齿线为螺旋线状的斜齿轮构成的轮齿轮部57。

驱动凸轮50由电动驱动器58旋转驱动。如图1及图6所示，电动驱动器58具备蜗杆59和变速用马达60。蜗杆59在轴向中间部外周面具有与驱动凸轮50的轮齿轮部57中的从外壳38的贯通孔47露出的部分啮合的蜗杆齿轮部61。变速用马达60旋转驱动蜗杆59。即，驱动凸轮50由变速用马达60经由使轮齿轮部57和蜗杆齿轮部61啮合而成的蜗杆减速器旋转驱动。

如图5及图7所示，被驱动凸轮51配置为与驱动凸轮50的径向内侧部分在轴向上对置。被驱动凸轮51在与驱动凸轮50的驱动凸轮面54对置的轴向一侧面具有将凹部和凸部与驱动凸轮面54的凹部及凸部各同数(在本例中各五个)在圆周方向上交替地配置而成的被驱动凸轮面62。如图9(A)及图9(B)所示，被驱动凸轮面62是在圆周方向上依次反复配置位于轴向最一侧(位于凸部的前端部)的平坦面部62a、平缓倾斜面部62b、位于轴向最另一侧的底部62c、以及构成误锁定防止用限位部的急剧倾斜面部62d而成。但是，与驱动凸轮面54对置的被驱动凸轮面62也能够由与中心轴正交的平坦面构成。

被驱动凸轮51在内周面具有被驱动侧内花键部63，而且通过使被驱动侧内花键部63花键卡合于外壳38的固定侧外花键部45，被支撑为相对于外壳38仅能够进行轴向位移。

凸轮装置39具备滚动自如地配置于驱动凸轮面54与被驱动凸轮面62之间的多个(图示的例中为五个)滚动体64。即，在本例中，随着驱动凸轮50旋转，滚动体64的从驱动凸轮面54的底部54c的攀升量及从被驱动凸轮面62的底部62c的攀升量增减，从而被驱动凸轮51在轴向上位移。此外，在本例中，作为滚动体64，使用了球体，但作为滚动体，也能够使用辊、圆锥滚。

本例的凸轮装置39构成为，滚动体64能够以在驱动凸轮面54的急剧倾斜面部54d及被驱动凸轮面62的急剧倾斜面部62d上滚下的方式移动，但不能攀升。即，驱动凸轮面54的急剧倾斜面部54d及被驱动凸轮面62的急剧倾斜面部62d的倾斜角度(凸轮装置39相对于与中心轴正交的假想平面的倾斜角度)为无法通过利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50而使滚动体64攀升的大小。

在各个卡合销52中，轴向一侧的端部不晃动地内嵌(卡合)于驱动凸轮50的凸轮侧卡合孔56，而且轴向另一侧部分从驱动凸轮50的轴向另一侧面朝向轴向另一侧突出。

如图5及图8所示，摩擦卡合装置40具有多张摩擦片65和多张分离片66。各个摩擦片65和各个分离片66均为大致圆环状。摩擦片65和分离片66在轴向上交替配置。

如图9(B)及图10(B)所示，摩擦卡合装置40基于使凸轮装置39的滚动体64攀升到驱动凸轮面54的平坦面部54a及被驱动凸轮面62的平坦面部62a，使被驱动凸轮51向与驱动凸轮50的轴向间隔扩大的方向位移，由此使摩擦片65和分离片66彼此推压，从而被连接。与之相对，如图9(A)及图10(A)所示，摩擦卡合装置40基于使滚动体64移动到驱动凸轮面54的底部54c及被驱动凸轮面62的底部62c，使被驱动凸轮51向与驱动凸轮50的轴向间隔缩小的方向位移。由此放开使摩擦片65和分离片66彼此推压的力，从而被断开。

在本例中，摩擦卡合装置40配置于中心齿轮11与行星轮架13之间。即，通过将摩擦卡合装置40连接，分别为旋转体的中心齿轮11和行星轮架13一体旋转，而且通过断开摩擦卡合装置40，中心齿轮11和行星轮架13彼此相对旋转。总之，摩擦卡合装置40作为切换中心齿轮11与行星轮架13之间的动力传递的模式(断开状态或连接状态)的离合器发挥功能。

各个摩擦片65在内周面具有内花键部，且通过使该内花键部花键卡合于中心齿轮11的中心侧外花键部18，被支撑为相对于中心齿轮11仅能够进行轴向的位移。

各个分离片66在外周面具有外花键部，且通过使该外花键部花键卡合于行星轮架13的行星轮架侧内花键部29，被支撑为相对于行星轮架13仅能够进行轴向的位移。

分离片66中的存在于最轴向另一侧的分离片66向轴向另一侧的位移被卡定于行星轮架13的筒状部27的轴向另一侧的端部的卡环67阻止。

在分离片66中的存在于最轴向一侧的分离片66与被驱动凸轮51之间，从轴向一侧起，依次夹持有弹性部件68和推力滚动轴承69。弹性部件68向将摩擦卡合装置40和被驱动凸轮51在轴向上彼此分离的方向弹性地施力。在本例中，弹性部件68由盘簧构成。但是，也能够将弹性部件68由螺旋弹簧等构成。

如图8所示，摩擦卡合装置40具备复位弹簧70，复位弹簧使摩擦片65和分离片66彼此分离，向解除将摩擦片65和分离片66彼此推压的力的方向弹性地施力。本例中，复位弹簧70挂设于存在于最轴向一侧的分离片66与存在于最轴向另一侧的分离片66之间，且向将存在于最轴向一侧的分离片66和存在于最轴向另一侧的分离片66彼此分离的方向弹性地施力。

即，摩擦卡合装置40由所谓的常开型的离合器构成，在单体的状态下，在停止对电动驱动器58的通电的状态下被断开，且基于对电动驱动器58通电，将驱动凸轮50与被驱动凸轮51的轴向间隔扩大，从而被连接。但是，在将摩擦卡合装置40装入动力传递路径切换装置5的状态下，如后述地，通过在驱动凸轮面54设置平坦面部54a、和/或使由驱动凸轮50的轮齿轮部57和蜗杆59的蜗杆齿轮部61构成的蜗杆减速器具有自锁定功能，即使在对电动驱动器58的通电停止后，也能够将摩擦卡合装置40维持为连接状态。

如图11～图14所示，旋转传递状态切换装置41具备彼此同轴配置的第一部件71及第二部件7、第一爪部件73及第二爪部件74、第一爪施力部件75及第二爪施力部件76、以及选择板77。

第一部件71在外周面的圆周方向多处具有卡合凹部78。即，第一部件71在外周面具有在圆周方向上交替配置卡合凹部78和凸部79而成的齿轮状的凹凸部80。另外，第一部件71在内周面具有内花键部81。第一部件71通过将内花键部81花键卡合于齿圈12的圈侧外花键部23，由此被支撑为相对于齿圈12不能相对旋转。即，第一部件71与齿圈12一体地旋转。

第二部件72在第一部件71的周围被支撑为与第一部件71同轴且能够进行相对于第一部件71的相对旋转。即，第二部件72的内周面隔着间隔与第一部件71的外周面(凸部79的前端面)对置。第二部件72在外周面具有外花键部82。第二部件72通过将外花键部82花键卡合于外壳38的固定侧内花键部46，被支撑为相对于外壳38不能相对旋转。

第二部件72具备具有矩形的截面形状的基部83和从基部83的轴向一侧面的径向外侧的端部朝向轴向一侧遍及全周地突出的圆筒部84。

基部83具有在圆周方向上交替配置的各多个(在图示的例中各六个)第一保持凹部85及第二保持凹部86。

各个第一保持凹部85在基部83的内周面和轴向一侧面开口。各个第一保持凹部85具备弹簧保持部87a和台座部88a。从轴向一侧观察，弹簧保持部87a具有在沿随着朝向圆周方向一侧(图13的顺时针方向前侧)而朝向径向外侧的方向伸长的方向上配置有长轴的大致矩形的开口形状。台座部88a从轴向一侧观察具有大致圆形的开口形状，相邻配置于弹簧保持部87a的圆周方向另一侧(图13的顺时针方向后侧)。

各个第二保持凹部86在基部83的内周面和轴向一侧面开口。在从轴向一侧观察的情况下，各个第二保持凹部86在包含有第二部件72的中心轴的假想平面上具有与第一保持凹部85对称的形状。即，各个第二保持凹部86具备弹簧保持部87b和台座部88b。从轴向一侧观察，弹簧保持部87b具有在沿随着朝向圆周方向另一侧而朝向径向外侧的方向伸长的方向配置有长轴的大致矩形的开口形状。台座部88b从轴向一侧观察具有大致圆形的开口形状，相邻配置于弹簧保持部87a的圆周方向一侧。

各个第一爪部件73具备第一基部89和第一卡合爪90。

第一基部89构成为大致圆柱状，能够进行以与第二部件72的中心轴平行的枢轴为中心的摆动地支撑(枢轴支撑)于第一保持凹部85的台座部88a。

第一卡合爪90构成为大致平板状，从第一基部89向圆周方向一侧伸出。第一卡合爪90使轴向一侧部分与选择板77的环状凸部91的外周面对置(卡合)，而且使轴向另一侧部分与第一部件71的凹凸部80对置(能够进行相对于卡合凹部78的卡合/脱离地卡合)。

各个第二爪部件74具备第二基部92和第二卡合爪93。

第二基部92构成为大致圆柱状，且能够进行以与第二部件72的中心轴平行的枢轴为中心的摆动地支撑于第二保持凹部86的台座部88b。

第二卡合爪93构成为大致平板状，从第二基部92向圆周方向另一侧伸出。第二卡合爪93使轴向一侧部分与选择板77的环状凸部91的外周面对置，而且使轴向另一侧部分与第一部件71的凹凸部80对置。

第一爪施力部件75对第一爪部件73的第一卡合爪90向使其与第一部件71的卡合凹部78卡合的方向弹性地施力。即，第一爪施力部件75对第一爪部件73赋予使第一爪部件73以第一基部89的中心轴(枢轴)为中心向图14的顺时针方向摆动的方向的作用力。具体而言，第一爪施力部件75由螺旋弹簧等弹性部件构成，在第一保持凹部85的弹簧保持部87a的底面(面向径向内侧的面)与第一卡合爪90的径向外侧面之间以弹性地压缩的状态被保持。

第二爪施力部件76对第二爪部件74的第二卡合爪93向使其与第一部件71的卡合凹部78的方向弹性地施力。即，第二爪施力部件76对第二爪部件74赋予使第二爪部件74以第二基部92的中心轴为中心向图14的逆时针方向摆动的方向的作用力。具体而言，第二爪施力部件76由螺旋弹簧等弹性部件构成，且在第二保持凹部86的弹簧保持部87b的底面(面向径向内侧的面)与第二卡合爪93的径向外侧面之间以弹性地压缩的状态被保持。

如图12所示，选择板77具备大致圆环板状的基部94和从基部94的轴向另一侧面的径向中间部朝向轴向另一侧遍及全周地突出的环状凸部91。

基部94在径向中间部的圆周方向等间隔多处(图示的例中为五处)具有在轴向一侧面开口的板侧卡合孔95。在各个板侧卡合孔95无晃动地内嵌(卡合)有卡合销52的轴向另一侧的端部。即，选择板77与驱动凸轮50一体地(向相同方向以相同速度)旋转。

环状凸部91在外周面的圆周方向多处具有向径向外侧突出的突出部96。即，环状凸部91在外周面具有在圆周方向上交替配置突出部96和凹部而成的齿轮状的凹凸部97。

第一部件71、第二部件72以及选择板77通过盖体98及卡环99可相对旋转且不能进行轴向的相对位移地(不会在轴向上意外分离地)组合，构成旋转传递状态切换装置41。

即，在将第一部件71配置于第二部件72的基部83的轴向另一侧部分的径向内侧的状态下，在第二部件72的轴向另一侧面通过螺纹固定支撑固定圆环状的盖体98，使盖体98的径向内侧部分的轴向一侧面与第一部件71的轴向另一侧面对置。由此，第一部件71相对于第二部件72的向轴向另一侧的位移被阻止。

将选择板77的环状凸部91配置于第二部件72的基部83的轴向一侧部分的径向内侧，使环状凸部91的前端面(轴向另一侧面)与第一部件71的轴向一侧面滑动接触或者接近对置，而且使基部94的径向外侧部分的轴向另一侧面与第二部件72的基部83的轴向一侧面滑动接触或者接近对置，在该状态下，在第二部件72的圆筒部84的内周面的轴向一侧的端部卡定卡环99。由此，第一部件71及选择板77相对于第二部件72的向轴向一侧的位移被阻止。

在本例的旋转传递状态切换装置41中，第二部件72相对于外壳38不能进行相对旋转及轴向的位移地被支撑固定。具体而言，配备于第二部件72的外周面(基部83及圆筒部84的外周面)的外花键部82与外壳38的固定侧内花键部46花键卡合，而且通过卡定于外壳38的外径侧筒部43的内周面一对卡环101a、101b，第二部件72及盖体98从轴向两侧被挟持(参照图5)。

本例的旋转传递状态切换装置41具有：第一部件71和第二部件72能够向两方向相对旋转的自由模式；第一部件71和第二部件72不能相对旋转的锁定模式；以及仅第一部件71相对于第二部件72的预定方向的旋转被允许的单向离合器模式。更具体而言，旋转传递状态切换装置41构成为，基于选择板77的旋转，切换第一爪部件73的第一卡合爪90与第一部件71的卡合凹部78的卡合状态、以及第二爪部件74的第二卡合爪93与卡合凹部78的卡合状态，从而可切换自由模式、锁定模式以及单向离合器模式。

＜自由模式＞

自由模式下，如图15(A)所示地，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向的相位，通过突出部96，将第一卡合爪90抵抗第一爪施力部件75的弹力向径向外侧上推，而且将第二卡合爪93抵抗第二爪施力部件76的弹力向径向外侧上推。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90及第二卡合爪93的卡合脱离。在该状态下，不管第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，第一部件71相对于第二部件72的旋转都被允许。即，不管第一部件71的旋转方向如何，第一部件71相对于外壳38的旋转都被允许。另外，不管齿圈12的旋转方向如何，齿圈12相对于外壳38的旋转都被允许。

＜锁定模式＞

锁定模式下，如图15(B)所示地，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向的相位，使突出部96位于从第一爪部件73的第一卡合爪90及第二爪部件74的第二卡合爪93在圆周方向上脱离的部分。即，在圆周方向上，使凹凸部97中的凹部和第一卡合爪90及第二卡合爪93的相位一致。由此，第一部件71的卡合凹部78和第一卡合爪90及第二卡合爪93卡合。在该状态下，不管第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，第一部件71相对于第二部件72的旋转都被阻止。即，不管第一部件71的旋转方向如何，第一部件71相对于外壳38的旋转都被阻止。

＜单向离合器模式＞

单向离合器模式下，如图15(C)所示地，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向的相位，通过突出部96，仅将第二卡合爪93抵抗第二爪施力部件76的弹力向径向外侧上推。由此，第一部件71的卡合凹部78和第一卡合爪90卡合，而且卡合凹部78与第二卡合爪93的卡合脱离。在该状态下，仅第一部件71相对于第二部件72的上述预定方向(图15(C)的顺时针方向)的旋转被允许，而且与上述预定方向相反的方向(图15(C)的逆时针方向)的旋转被阻止。

即，当第一部件71要相对于第二部件72向上述预定方向旋转时，通过凹凸部80的凸部79，第一卡合爪90抵抗第一爪施力部件75的弹力向径向外侧被上推。其结果，第一部件71向上述预定方向的旋转被允许。与之相对，当第一部件71要相对于第二部件72向与上述预定方向相反的方向旋转时，通过卡合凹部78与第一卡合爪90的卡合，第一部件71向与上述预定方向相反的方向的旋转被阻止。总之，旋转传递状态切换装置41作为棘轮式的单向离合器动作。

此外，上述预定方向与输入部件2的正转方向一致。输入部件2的正转方向是指使汽车前进时的输入部件2的旋转方向。

本例的动力传递路径切换装置5基于利用电动驱动器58对驱动凸轮50进行旋转驱动，使被驱动凸轮51在轴向上位移，从而切换摩擦卡合装置40的断开状态或连接状态，与此同时，通过调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位，切换旋转传递状态切换装置41的模式，从而切换动作模式。动力传递路径切换装置5具备：将摩擦卡合装置40连接，且使旋转传递状态切换装置41为自由模式的第一模式；切换摩擦卡合装置40，且使旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第二模式；确定为摩擦卡合装置40从断开状态向连接状态的切换中，使旋转传递状态切换装置41为单向离合器模式的第三模式；以及将摩擦卡合装置40连接，且使旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第四模式。以下，对各个模式进行说明。

＜第一模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换到第一模式，基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，将摩擦卡合装置40连接，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式。

即，如图9(B)所示，基于驱动凸轮50的旋转，使滚动体64攀升到驱动凸轮面54的平坦面部54a及被驱动凸轮面62的平坦面部62a，使被驱动凸轮51朝向与驱动凸轮50的轴向间隔扩大的方向(轴向另一侧)位移。由此，经由弹性部件68及推力滚动轴承69将存在于最轴向一侧的分离片66朝向轴向另一侧按压。其结果，摩擦片65和分离片66彼此推压，从而摩擦卡合装置40被连接(摩擦卡合装置40的紧固力变大)，中心齿轮11和行星轮架13一体旋转。

在如上述地将摩擦卡合装置40连接的同时，基于调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位，如图15(A)所示地，通过突出部96，将第一卡合爪90向径向外侧上推，而且将第二卡合爪93向径向外侧上推。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90及第二卡合爪93的卡合脱离，旋转传递状态切换装置41切换到不管第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，第一部件71相对于第二部件72的旋转都被允许的自由模式。

＜第二模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换到第二模式，基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，切换摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41为锁定模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9(A)所示地，使滚动体64向驱动凸轮面54的底部54c及被驱动凸轮面62的底部62c移动，从而使被驱动凸轮51朝向与驱动凸轮50的轴向间隔缩小的方向(轴向一侧)位移。由此，摩擦片65和分离片66彼此推压的力被放开。其结果，通过复位弹簧70的作用，存在于最轴向一侧的分离片66与存在于最轴向另一侧的分离片66的间隔扩大，从而摩擦卡合装置40被断开(摩擦卡合装置40的紧固力消失)。

在如上述地断开摩擦卡合装置40的同时，基于调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位，如图15(B)所示地，使突出部96位于从第一爪部件73的第一卡合爪90及第二爪部件74的第二卡合爪93在圆周方向上分离的部分。由此，第一部件71的卡合凹部78和第一卡合爪90及第二卡合爪93卡合，旋转传递状态切换装置41切换到不管第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，第一部件71相对于第二部件72的旋转都被阻止的锁定模式。

＜第三模式＞

本例的动力传递路径切换装置5构成为，在摩擦卡合装置40从断开状态向连接状态的切换中、即在从第二模式向第一模式的切换途中，切换到第三模式。

在摩擦卡合装置40的从断开状态向连接状态的切换中，基于驱动凸轮50的旋转，滚动体64的从驱动凸轮面54的底部54c的攀升量以及从被驱动凸轮面62的底部62c的攀升量逐渐增大，随之，摩擦片65和分离片66彼此推压的力逐渐变大(摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大)。此时，摩擦片65和分离片66一边使摩擦片65的轴向两侧面和分离片66的轴向两侧面彼此滑动(滑动接触)，一边沿相同方向旋转，逐渐同步(转速逐渐一致)。

在本例的动力传递路径切换装置5中，基于驱动凸轮50的旋转，在比开始将摩擦卡合装置40从断开状态切换到连接状态更靠前，即，比将摩擦片65和分离片66彼此推压的力开始增大更靠前，旋转传递状态切换装置41切换到单向离合器模式。为了将旋转传递状态切换装置41切换到单向离合器模式，如图15(C)所示，通过突出部96，仅将第二卡合爪93抵抗第二爪施力部件76的弹力向径向外侧上推。由此，仅第一卡合爪90与第一部件71的卡合凹部78卡合，旋转传递状态切换装置41仅允许第一部件71相对于相对于第二部件72的上述预定方向(图15(C)的预定方向)的旋转，而且阻止与上述预定方向相反的方向的旋转。

本例中，与基于驱动凸轮50的旋转，旋转传递状态切换装置41向单向离合器的模式切换完成同时地，开始摩擦卡合装置40从断开状态向连接状态的切换，由此动力传递路径切换装置5切换到第三模式。

本例中，在使动力传递路径切换装置5为第三模式的状态下，与基于驱动凸轮50的旋转而摩擦卡合装置40的连接完成同时地，开始旋转传递状态切换装置41从单向离合器模式向自由模式的切换。

＜第四模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换到第四模式，基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，将摩擦卡合装置40连接，而且使旋转传递状态切换装置41为锁定模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9(B)所示地，使被驱动凸轮51向与驱动凸轮50的轴向间隔扩大的方向(轴向另一侧)位移，将摩擦片65和分离片66彼此推压。由此，经由弹性部件68及推力滚动轴承69，存在于最轴向一侧的分离片66朝向轴向另一侧被按压。其结果，摩擦片65和分离片66彼此推压，从而摩擦卡合装置40被连接，中心齿轮11相对于行星轮架13的相对旋转被阻止。

与如上述地将摩擦卡合装置40连接同时地，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位，基于此，如图15(B)所示地，使突出部96位于从第一爪部件73的第一卡合爪90及第二爪部件74的第二卡合爪93在圆周方向上脱离的部分。由此，第一部件71的卡合凹部78和第一卡合爪90及第二卡合爪93卡合，旋转传递状态切换装置41切换到不管第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，第一部件71相对于第二部件72的旋转都被阻止的锁定模式。

本例的二级变速器1通过切换动力传递路径切换装置5的动作模式，能够如图16所示地切换输入部件2与输出部件3之间的减速比小(减速比为1)地低减速比模式和减速比比该低减速比模式大的高减速比模式。另外，二级变速器1在从高减速比模式向低减速比模式的切换途中，经由减速比切换模式。进一步地，二级变速器1也能够切换为锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式。以下，对各个情况进行说明。

＜低减速比模式＞

为了将二级变速器1切换到低减速比模式，基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，将动力传递路径切换装置5切换到将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为自由模式的第一模式。当动力传递路径切换装置5切换到第一模式时，如图4(A)所示，基于摩擦卡合装置40连接，中心齿轮11和行星轮架13一体旋转，而且基于旋转传递状态切换装置41切换到自由模式，齿圈12相对于外壳38的旋转被允许。在这样的低减速比模式下，中心齿轮11、齿圈12以及行星轮架13的旋转方向及转速相同，行星齿轮机构4整体为一体而旋转，为所谓的定型状态。因此，输入部件2的动力通过以下的(A)所示的路径传递至输出部件3。

(A)输入部件2→行星轮架13→输出部件3

这样，在低减速比模式下，输入部件2的动力不被减速原样地传递至输出部件3。即，在低减速比模式下，输入部件2与输出部件3之间的减速比为1。

＜高减速比模式＞

为了将二级变速器1切换为高减速比模式，基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，将动力传递路径切换装置5切换到断开摩擦卡合装置40且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第二模式。当动力传递路径切换装置5切换到第二模式时，如图4(B)所示，基于摩擦卡合装置40断开，中心齿轮11和行星轮架13可相对旋转，而且，基于旋转传递状态切换装置41切换到锁定模式，齿圈12相对于外壳38的旋转被阻止。在这样的高减速比模式下，输入部件2的动力通过以下的(B)所示的路径传递至输出部件3。

(B)输入部件2→中心齿轮11→小齿轮14的自转运动→基于与齿圈12的啮合的小齿轮14的公转运动→行星轮架13→输出部件3

这样，在高减速比模式下，输入部件2的动力被行星齿轮机构4减速，传递至输出部件3。此外，高减速比模式下的输入部件2与输出部件3之间的减速比由齿圈12与中心齿轮11的齿轮比(齿圈12的齿轮部24的齿数/中心齿轮11的齿轮部19的齿数)决定。

如上述地，在本例的二级变速器1中，基于通过一个电动驱动器58旋转驱动一个驱动凸轮50，切换动力传递路径切换装置5的动作模式，即切换摩擦卡合装置40的断开状态或连接状态及旋转传递状态切换装置41的模式，由此能够将输入部件2与输出部件3之间的减速比在高低二级别切换。具体而言，例如，在向输入部件2输入的动力为低速且高扭矩的区域中，将二级变速器1切换为高减速比模式，在为高速且低扭矩的区域中，切换为低减速比模式。因此，能够使电动汽车、混合动力汽车仅以电动马达为驱动源行驶时的加速性能及高速性能为使上述的图32的实线a中的比点P靠左侧部分和虚线b中的比点P靠右侧部分连续的特性，为接近图32中用虚线c所示的汽油发动机车的特性。

特别是在本例的动力传递路径切换装置5中，对电动驱动器58的变速用马达60通电，经由蜗杆59使驱动凸轮50旋转，基于此，切换摩擦卡合装置40的断开状态或连接状态及旋转传递状态切换装置41的模式。即，在本例的动力传递路径切换装置5中，无需用于控制离合器、制动器等摩擦卡合装置的液压系统。因此，在电动汽车、混合动力汽车中，能够简化系统，降低成本，而且能够提高耗电性能。

本例的动力传递路径切换装置5构成为，利用一个电动驱动器58(变速用马达60)使驱动凸轮50旋转，从而也旋转驱动选择板77，切换摩擦卡合装置40的断开状态或连接状态和旋转传递状态切换装置41的模式。但是，在实施本发明的动力传递路径切换装置时，也能够通过不同的驱动器进行摩擦卡合装置的断开状态或连接状态的切换和旋转传递状态切换装置的模式的切换。

＜减速比切换模式＞

本例的二级变速器1在输入部件2沿正转方向旋转的情况下，在从高减速比模式向低减速比模式的切换途中，使动力传递路径切换装置5为第三模式，由此切换到减速比切换模式。

在减速比切换模式下，旋转传递状态切换装置41切换为单向离合器模式，基于此，齿圈12相对于外壳38的仅上述预定方向的旋转被允许，而且与上述预定方向相反的方向的旋转被阻止。

另外，在减速比切换模式下，基于摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大，中心齿轮11的旋转和行星轮架13的旋转逐渐同步。在输入部件2的向正转方向的旋转中，当摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大，中心齿轮11的旋转和行星轮架13的旋转逐渐同步时，对旋转传递状态切换装置41的第二部件72向与上述预定方向相反的方向施加的扭矩之间减少。此外，在减速比切换模式下，旋转传递状态切换装置41切换为单向离合器模式，因此即使对第二部件72向与上述预定方向相反的方向施加扭矩，第二部件72也不旋转。

在对第二部件72向与上述预定方向相反的方向施加的扭矩逐渐减少而成为0后，当对第二部件72施加的扭矩的方向颠倒(对第二部件72施加上述预定方向的扭矩)时，在该瞬间，第二部件72向上述预定方向的旋转被允许。从而，根据本例的二级变速器1，能够既抑制基于模式切换的变速冲击，又抑制二级变速器1的扭矩损失。关于该理由，参照图17及图18进行说明。

图17示出了比较例的动力传递路径切换装置5z。动力传递路径切换装置5z具备：切换中心齿轮11和行星轮架13可相对旋转的状态和不能相对旋转的状态的第一摩擦卡合装置40a；以及切换齿圈12可旋转的状态和不能旋转的状态的第二摩擦卡合装置40b。即，比较例的动力传递路径切换装置5z取代本例的动力传递路径切换装置5的旋转传递状态切换装置41而采用了通过将摩擦片65a和分离片66a推压、分离来切换断开状态或连接状态的第二摩擦卡合装置40b。

比较例的动力传递路径切换装置5z利用电动驱动器旋转驱动凸轮装置39z的驱动凸轮50z，使第一被驱动凸轮51a和第二被驱动凸轮51b在轴向上位移，基于此，切换第一摩擦卡合装置40a与第二摩擦卡合装置40b的断开状态或连接状态。第一被驱动凸轮51a和第二被驱动凸轮51b随着驱动凸轮50z的旋转彼此以不同的相位位移(在轴向上彼此向相反方向位移(进退))。

在装入有比较例的动力传递路径切换装置5z的二级变速器中，如图18所示，从减速比大的高减速比模式向减速比小的低减速比模式的切换中，第一摩擦卡合装置40a的紧固力逐渐变大，而且第二摩擦卡合装置40b的紧固力逐渐变小。因此，在从高减速比模式向低减速比模式的切换中，当第二摩擦卡合装置40b的紧固力逐渐变小而变得不充分时，齿圈12被小齿轮14的公转拉拽，在齿圈12与外壳38之间产生扭矩的损失。

另外，在装入有比较例的动力传递路径切换装置5z的二级变速器中，随着第一摩擦卡合装置40a的紧固力逐渐变大，中心齿轮11的旋转和行星轮架13的旋转同步，在对齿圈12向与上述预定方向相反的方向施加的扭矩逐渐减少而成为0后，对齿圈12施加的扭矩的朝向颠倒。但是，在比较例的动力传递路径切换装置5z中，在对齿圈12施加的扭矩的朝向颠倒，小齿轮14的公转方向和齿圈12的旋转方向一致的瞬间，第二摩擦卡合装置40b的紧固力无法充分变大。因此，齿圈12相对于外壳38被拉拽，在齿圈12与外壳38之间产生扭矩的损失。

与之相对，在本例的二级变速器1中，基于驱动凸轮50的旋转，在为了从高减速比模式向低减速比模式切换而开始将摩擦卡合装置40从断开状态切换到连接状态之前，使旋转传递状态切换装置41成为单向离合器模式。因此，基于为了将摩擦卡合装置40从断开状态向连接状态切换而使摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大，使中心齿轮11的旋转和行星轮架13的旋转逐渐同步，从而在对齿圈12施加的扭矩的方向颠倒的瞬间，能够允许齿圈12向上述预定方向的旋转。因此，能够既抑制基于模式切换的变速冲击，又抑制二级变速器1的扭矩损失。

此外，减速比切换模式下的输入部件2与输出部件3之间的减速比在摩擦卡合装置40的紧固力为不产生摩擦片65与分离片66的卡合部处的扭矩的损失的程度的大小的状态下，与高减速比模式下的减速比相同。另一方面，在摩擦卡合装置40的紧固力增大至能够不在摩擦片65与分离片66的抵接部产生滑动地传递扭矩的程度的大小的状态下，与低减速比模式下的减速比相同，即为1。另一方面，在摩擦卡合装置40的紧固力为在摩擦片65与分离片66的抵接部产生滑动的程度的状态下，输入部件2与输出部件3之间的减速比为与输入扭矩的大小、转速等相应的值。

在输入部件2沿正转方向旋转的状态下，在从高减速比模式向减速比切换模式的切换中，对旋转传递状态切换装置41的第二部件72沿与上述预定方向相反的方向施加扭矩。在此，在旋转传递状态切换装置41中，第二部件72向与上述预定方向相反的方向的旋转在从锁定模式向单向离合器模式的切换途中也被阻止。即，从高减速比模式向减速比切换模式的切换中的输入部件2与输出部件3之间的减速比与高减速比模式下的减速比相同。

在输入部件2沿正转方向旋转的情况下，在从减速比切换模式向低减速比模式的切换中，对旋转传递状态切换装置41的第二部件72沿上述预定方向施加扭矩。在此，在旋转传递状态切换装置41中，第二部件72向上述预定方向的旋转在从单向离合器模式向自由模式的切换途中也被允许。即，从减速比切换模式向低减速比模式的切换中的输入部件2与输出部件3之间的减速比与低减速比模式下的减速比相同。

另外，本例的二级变速器1在输入部件2向反转方向的旋转中，即汽车后退时，车辆基本不会以高速行驶。因此，在输入部件2沿反转方向旋转的情况下，在从高减速比模式向低减速比模式的切换时，在动力传递路径切换装置5中没有可以选择减速比切换模式的必要。另外，从低减速比模式向高减速比模式的切换时，车辆主要处于减速状态。在该状态下，不进行从输入部件2向输出部件3的动力的传递，因此在动力传递路径切换装置5中缺乏选择减速比切换模式的必要。

＜驻车锁定模式＞

进一步地，本例的二级变速器1具备锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式。为了将二级变速器1切换到驻车锁定模式，利用电动驱动器58将驱动凸轮50沿图9(A)及图9(B)中用箭头α表示的方向旋转驱动，基于此，将动力传递路径切换装置5切换到将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第四模式。当动力传递路径切换装置5切换到第四模式时，基于摩擦卡合装置40连接，中心齿轮11相对于行星轮架13的相对旋转被阻止，而且，基于旋转传递状态切换装置41切换到锁定模式，齿圈12相对于外壳38的旋转被阻止。其结果，输出部件3(及输入部件2)的旋转被锁定。

特别地，在本例中，在将二级变速器1切换到驻车锁定模式时，如图16所示，在将摩擦卡合装置40连接后，在维持摩擦卡合装置40为连接状态的状态下，将旋转传递状态切换装置41切换到锁定模式。

二级变速器1向驻车锁定模式的切换通常在车辆完全停止的状态下进行。在车辆刚即将完全停止前，二级变速器1以低减速比模式、高减速比模式以及减速比切换模式中的任一模式(通常，在停止前为低速行驶中，因此为高减速比模式)运转。不管二级变速器1以哪一种模式运转，在车辆完全停止且换挡杆选择P档等的情况下，首先，通过电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，使凸轮装置39成为图9(B)的状态，从而将摩擦卡合装置40连接。具体而言，将动力传递路径切换装置5切换到将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为自由模式的第一模式，从而将二级变速器1切换到低减速比模式。

从该状态，使驱动凸轮50进一步沿同方向α旋转，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位，将旋转传递状态切换装置41从自由模式经过单向离合器模式切换到锁定模式。在将旋转传递状态切换装置41从自由模式向锁定模式切换的期间，也将摩擦卡合装置40维持连接状态。这样，将动力传递路径切换装置5切换到将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第四模式，从而将二级变速器1切换到驻车锁定模式。

进一步地，在本例中，在将二级变速器1从驻车锁定模式解除时，保持维持旋转传递状态切换装置41为锁定模式的状态，将摩擦卡合装置40断开，从而将二级变速器1切换到高减速比模式。

因此，通过电动驱动器58使驱动凸轮50沿图9(A)及图9(B)中用箭头α表示的方向(与将摩擦卡合装置40从断开状态切换到连接状态时的驱动凸轮50的旋转方向相同的方向)旋转，从而使滚动体64从驱动凸轮面54的平坦面部54a及被驱动凸轮面62的平坦面部62a在急剧倾斜面部54d、62d以滚落的方式移动，移动到底部54c、62c。由此，使被驱动凸轮51朝向与驱动凸轮50的轴向间隔缩小的方向位移，放开摩擦片65和分离片66彼此推压的力。其结果，通过复位弹簧70的作用，存在于最轴向一侧的分离片66与存在于最轴向另一侧的分离片66的间隔扩大，从而摩擦卡合装置40被断开。在将摩擦卡合装置40从连接状态切换到断开状态的期间，旋转传递状态切换装置41也维持为锁定模式。这样，将动力传递路径切换装置5切换到将摩擦卡合装置40断开且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的第一模式，从而将二级变速器1切换到高减速比模式。

如上所述地，在本例的二级变速器1中，在从低减速比模式、高减速比模式以及减速比切换模式中的任一模式切换到驻车锁定模式，然后解除驻车锁定模式而切换到高减速比模式的期间，使驱动凸轮50沿相同方向α旋转驱动。

本例中，在将二级变速器1切换到驻车锁定模式时，在将摩擦卡合装置40连接后，将旋转传递状态切换装置41切换到锁定模式。因此，在车辆行驶中，能够防止二级变速器1意外地切换到驻车锁定模式。关于该理由，以下进行说明。

假设，在车辆的行驶中，误将换挡杆挂到P档等，在输出部件3旋转的状态下，在要将二级变速器1切换到驻车锁定模式的情况下，首先，基于驱动凸轮50的旋转，动力传递路径切换装置5切换到第一模式，二级变速器1切换到低减速比模式。当二级变速器1切换到低减速比模式时，行星齿轮机构4为定型状态，被齿圈12支撑的第一部件71也与输出部件3沿相同方向以相同速度旋转。

从该状态，为了将动力传递路径切换装置5切换到第四模式而使驱动凸轮50进一步旋转，调整选择板77相对于第二部件72的圆周方向上的相位。由此，使突出部96位于从第一爪部件73的第一卡合爪90及第二爪部件74的第二卡合爪93在圆周方向上脱离的部分。在该状态下，第一卡合爪90及第二卡合爪93分别受第一爪施力部件75及第二爪施力部件76的弹力而朝向径向内侧位移，要与卡合凹部78卡合。但是，若第一部件71与输出部件3一起以预定以上的速度旋转，则第一卡合爪90及第二卡合爪93被第一部件71的凸部79阻碍向径向内侧的位移，无法与卡合凹部78卡合。由此，能够防止输出部件3的旋转中的旋转传递状态切换装置41向锁定模式的切换，能够在车辆行驶中防止二级变速器1意外地切换到驻车锁定模式。

在本例中，在将二级变速器1从驻车锁定模式解除时，在维持旋转传递状态切换装置41为锁定模式的状态下，将摩擦卡合装置40断开，从而将二级变速器1切换到高减速比模式。因此，在从对输出部件3施加有大的扭矩的状态解除驻车锁定模式的情况下，也能够防止解除所需的力过度地变大。对于该理由，以下进行说明。

使车辆停在坡道，将换挡杆切换到P档，在使驻车制动器工作之前，若解除行驶制动器(脚踏制动器)或驻车制动器的制动变得不充分，则驱动轮想要旋转，输出部件3也随之想要旋转(对输出部件3施加旋转扭矩)。当对输出部件3施加旋转扭矩时，经由行星轮架13及小齿轮14，对齿圈12也施加旋转扭矩，进一步地，对支撑于齿圈12的第一部件71也施加旋转扭矩。由此，第一部件71的卡合凹部78的圆周方向侧面被强力地推压到第一卡合爪90或第二卡合爪93的前端部。

从该状态，假设由于卡合凹部78与第一卡合爪90和/或第二卡合爪93的卡合脱离而想要解除二级变速器1的驻车锁定模式，该情况下，需要一边使第一卡合爪90或第二卡合爪93的前端部相对于卡合凹部78的圆周方向侧面滑动，一边将第一卡合爪90或第二卡合爪93向径向外侧上推。从而，为了解除二级变速器1的驻车锁定模式，需要大的力，作为变速用马达60，需要使用输出大的马达。

与之相对，在本例中，在将旋转传递状态切换装置41维持锁定模式的状态下，基于驱动凸轮50的旋转使被驱动凸轮51沿轴向位移，将摩擦卡合装置40断开，由此解除二级变速器1的驻车锁定模式。因此，即使在从对输出部件3施加了大的扭矩的状态解除驻车锁定模式的情况下，也能够防止解除所需的力变大，容易确保驻车锁定的解除性能。具体而言，例如，在车辆搭载最大承载量且停在陡的斜坡的状态下，也能够接触二级变速器1的驻车锁定模式。

在本例中，驱动凸轮面54的急剧倾斜面部54d及被驱动凸轮面62的急剧倾斜面部62d的倾斜角度为通过利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50无法使滚动体64攀升的大小。从而，在二级变速器1为高减速比模式，且使车辆低速行驶时，即使在产生了某种故障等的情况下，也能够防止二级变速器1切换到驻车锁定模式。

如上述地，根据本例的二级变速器1，能够确保兼顾防止车辆行驶中意外地切换到驻车锁定模式的情况和驻车锁定的解除性能。

此外，在本例的动力传递路径切换装置5中，在存在于最轴向一侧的分离片66与被驱动凸轮51之间配置有弹性部件68。从而，能够通过弹性部件68吸收随着动力传递路径切换装置5的组装误差、摩擦片65及分离片66的磨损的偏移。因此，通过控制按压被驱动凸轮51的力(被驱动凸轮51相对于存在于最轴向一侧的分离片66的向轴向另一侧的推压力)，能够控制摩擦卡合装置40的紧固力。其结果，在低减速比模式中，能够充分地确保摩擦卡合装置40的紧固力。

本例中，在将动力传递路径切换装置5切换到第一模式，且将摩擦卡合装置40连接的状态下，滚动体64攀升到驱动凸轮面54的平坦面部54a。因此，根据本例的动力传递路径切换装置5，即使在模式切换完成后停止对变速用马达60的通电，也能够将摩擦卡合装置40维持为连接状态，从该方面出发，也能够提高耗电性能。

除了具备驱动凸轮面54的平坦面部54a，使由驱动凸轮50的轮齿轮部57和蜗杆59的蜗杆齿轮部61构成的蜗杆减速器具有自锁定功能，从而即使在对变速用马达60的通电停止后，也能够将摩擦卡合装置40维持为连接状态。

在本例的二级变速器1中，行星齿轮机构4配置于输出部件3的周围，而且动力传递路径切换装置5配置于输入部件2的周围，但在实施本发明的第一方案的二级变速器的情况下，不限于此，能够采用各种结构。例如，能够将行星齿轮机构配置于输入部件的周围，且将动力传递路径切换装置配置于输出部件的周围。或者，也能够够将行星齿轮机构和/或动力传递路径切换装置与输入部件或输出部件在径向重叠地配置。不管怎样，根据各个结构，适当变更各个部件的形状。

在本例的动力传递路径切换装置5的凸轮装置39中，在驱动凸轮50与被驱动凸轮51之间夹持有滚动体64。但是，在实施本发明的动力传递路径切换装置的情况下，不限于本例的结构，凸轮装置只要能够基于驱动凸轮的旋转使被驱动凸轮在轴向上位移，就能够采用各种结构。例如，也能够使配备于驱动凸轮的驱动凸轮面和配备于被驱动凸轮的被驱动凸轮面直接滑动接触。

本例中，旋转传递状态切换装置41在第一部件71的周围配置第二部件72，而且将第一爪部件73及第二爪部件74相对于第二部件72可摆动地支撑。但是，在实施本发明的情况下，旋转传递状态切换装置只要是能够切换第一部件与第二部件之间的旋转传递状态的构造，就没有特别限定。例如，能够将第一爪部件及第二爪部件相对于配置于径向内侧的第一部件可摆动地支撑、或者将第一部件和第二部件配置成在轴向上对置。

[第一例的第一变形例及第二变形例]

使用图19(A)及图19(B)，说明本发明的实施方式的第一例的第一变形例及第二变形例。

第一变形例的旋转传递状态切换装置41(参照图11～图14)不具有第一部件71和第二部件72可向两方向相对旋转的自由模式。即，如图19(A)所示，旋转传递状态切换装置41仅具有：仅允许第一部件71相对于第二部件72的预定方向的旋转的单向离合器模式；以及第一部件71和第二部件72不能相对旋转的锁定模式。具体而言，通过调整选择板77的突出部96的圆周方向上的设置位置及圆周方向长度，旋转传递状态切换装置41构成为在单向离合器模式和锁定模式这两个模式切换。

第一变形例的二级变速器1也与第一例的二级变速器同样地，通过一个电动驱动器58旋转驱动一个驱动凸轮50，基于此，能够切换高减速比模式、减速比切换模式、低减速比模式、以及驻车锁定模式。

在第一变形例中，通过将摩擦卡合装置40连接且使旋转传递状态切换装置41为单向离合器模式，可实现低减速比模式。即，通过减速比切换模式将摩擦卡合装置40从断开状态切换到连接状态后，将旋转传递状态切换装置41保持单向离合器模式。在此，在旋转传递状态切换装置41为单向离合器模式的状态下，第二部件72的预定方向的旋转被允许。从而，在输入部件2向正转方向旋转的情况下，中心齿轮11、齿圈12以及行星轮架13的旋转方向及转速相同，行星齿轮机构4整体为一体而旋转，输入部件2的动力不减速而保持原样地传递至输出部件3。

另外，当通过将摩擦卡合装置40连接，且使旋转传递状态切换装置41为锁定模式而将二级变速器1切换到驻车锁定模式时，输出部件3(及输入部件2)的旋转被锁定。

另一方面，图19(B)所示的第二变形例的旋转传递状态切换装置41不具有仅允许第一部件71相对于第二部件72的预定方向的旋转的单向离合器模式。即，第二变形例的旋转传递状态切换装置41仅具有：第一部件71和第二部件72可向两方向相对旋转的自由模式；以及第一部件71和第二部件72不能相对旋转的锁定模式。具体而言，通过调整选择板77的突出部96的圆周方向上的设置位置及圆周方向长度，旋转传递状态切换装置41构成为可在自由模式和锁定模式这两个模式切换。

第二变形例的二级变速器1不具有单向离合器模式，因此基于利用一个电动驱动器58旋转驱动一个驱动凸轮50，切换高减速比模式、低减速比模式以及驻车锁定模式。在第二变形例中，在从高减速比模式切换到低减速比模式时，在将旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换到自由模式后，将摩擦卡合装置40从断开状态切换到连接状态。

在第二变形例中，也当通过将摩擦卡合装置40连接且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式而将二级变速器1切换到驻车锁定模式时，输出部件3(及输入部件2)的旋转被锁定。

在第一变形例及第二变形例中，能够将摩擦卡合装置40在连接状态和断开状态之间切换且将旋转传递状态切换装置41在两个模式间切换，能够将二级变速器1在高减速比模式、减速比切换模式、低减速比模式以及驻车锁定模式切换。从而，根据第一变形例及第二变形例的二级变速器1，能够比第一例的二级变速器1简化控制。

[第二例]

使用图20～图22，对本发明的实施方式的第二例进行说明。本例的动力传递路径切换装置5a在驱动凸轮50a与选择板77a之间具备将驱动凸轮50a的转速减速传递至选择板77a的减速器102。即，本例的动力传递路径切换装置5a不像第一例那样具备挂设于驱动凸轮50与选择板77之间的卡合销52，而构成为将驱动凸轮50a的旋转经由减速器102传递至选择板77a。

减速器102具备：配备于驱动凸轮50a的凸轮侧齿轮部103；配备于选择板77a的板侧齿轮部104；以及二级齿轮105。

驱动凸轮50a具备：构成为大致圆环板状，且在轴向另一侧面的径向内侧部分具有驱动凸轮面54的基部106；以及从基部106的轴向另一侧面的径向中间部朝向轴向另一侧遍及全周突出的圆筒部107。而且，驱动凸轮50a在圆筒部107的外周面遍及全周具有凸轮侧齿轮部103。

选择板77a具备：带台阶的圆筒状的基部94a；以及从基部94a的轴向另一侧面的径向中间部朝向轴向另一侧遍及全周突出的环状凸部91。基部94a具有轴向一侧的小径部130和轴向另一侧的大径部131。本例中，选择板77a在小径部130的外周面遍及全周地具有板侧齿轮部104。本例中，板侧齿轮部104具有比凸轮侧齿轮部103的节距圆直径大的节距圆直径，而且具有比凸轮侧齿轮部103的齿数多的齿数。

二级齿轮105具有与凸轮侧齿轮部103啮合的第一齿轮部108和与板侧齿轮部104啮合的第二齿轮部109。第一齿轮部108具有比第二齿轮部109的节距圆直径大的节距圆直径，且具有比第二齿轮部109的齿数多的齿数。本例的二级齿轮105具备：支撑于外壳38a的中心轴110；以及主体部分111，其在轴向一侧部分的外周面遍及全周具有第一齿轮部108，在轴向另一侧部分的外周面遍及全周具有第二齿轮部109，而且旋转自如地支撑于中心轴110的周围。

根据本例的动力传递路径切换装置5a，作为变速用马达60，即使不使用特别高输出的马达，也能够充分确保旋转传递状态切换装置41a的允许负荷扭矩。关于该理由，与第一例的动力传递路径切换装置5比较地进行说明。

在第一例的动力传递路径切换装置5中，为了充分确保旋转传递状态切换装置41的允许负荷扭矩，增多第一爪部件73及第二爪部件74的数量是有效的。但是，在增多了第一爪部件73及第二爪部件74的数量的情况下，切换第一模式和第二模式时的驱动凸轮50的旋转角度变小。为了即使在模式切换时的驱动凸轮50的旋转角度变小的情况下也能够通过充分确保被驱动凸轮51向轴向的位移量(行程)而充分确保摩擦卡合装置40的紧固力，需要增大相对于与凸轮装置39的中心轴正交的假想平面的驱动凸轮面54的平缓倾斜面部54b和/或被驱动凸轮面62的平缓倾斜面部62b的倾斜角度(超前角)。但是，在增大了平缓倾斜面部54b和/或平缓倾斜面部62b的倾斜角度的情况下，为了使滚动体64在驱动凸轮面54与被驱动凸轮面62之间顺滑地滚动，需要使用输出高的马达作为变速用马达60。

与之相对，本例的动力传递路径切换装置5a在驱动凸轮50a与选择板77a之间具备减速器102。因此，能够使驱动凸轮50a每转一圈的选择板77a的旋转角度比驱动凸轮50a每转一圈的被驱动凸轮51a的旋转角度小。从而，即使在为了充分确保旋转传递状态切换装置41a的允许负荷扭矩而增多了第一爪部件73及第二爪部件74的数量的情况下，也无需为了充分确保被驱动凸轮51向轴向的位移量而增大平缓倾斜面部54b和/或平缓倾斜面部62b的倾斜角度。总之，作为变速用马达60，无需特别使用高输出的马达。其它部分的结构及作用效果与第一例相同。

[第三例]

使用图23(A)～图28，对本发明的实施方式的第三例进行说明。本例中，将构成控制装置的凸轮装置39a的构造从第一例的凸轮装置39的构造进行变更。凸轮装置39a具备驱动凸轮50b、被驱动凸轮51c、多个卡合销52(参照图5～图7等)以及多个(图示的例中为三个)滚动体64a。特别是在本例中，作为滚动体64a，使用了辊。另外，凸轮装置39a具有防锁定脱离机构123，防止从将摩擦卡合装置40(参照图2及图5等)连接且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的状态、即二级变速器1为驻车锁定模式的状态切换到在将摩擦卡合装置40连接的状态下旋转传递状态切换装置41成为单向离合器模式的状态。

驱动凸轮50b为中空圆形板状，且在轴向另一侧面的径向内侧部分具有将凹部和凸部各同数个在圆周方向上交替配置而成的驱动凸轮面54。另外，驱动凸轮50b在径向外侧部分的圆周方向等间隔多处具有在轴向另一侧面开口的凸轮侧卡合孔56，且在外周面具有轮齿轮部57。进一步地，驱动凸轮50b在轴向另一侧面的径向中间部的圆周方向多处(图示的例中为三处)具有朝向轴向另一侧突出的突起112。

突起112从径向观察具有大致直角三角形的侧面形状。即，突起112在圆周方向一侧面具有向在圆周方向上随着从一侧朝向另一侧而朝向轴向另一侧的方向倾斜的平缓倾斜面部112a，而且在圆周方向另一侧面具有与驱动凸轮50b的轴向另一侧面中的从驱动凸轮面54、凸轮侧卡合孔56以及突起112脱离的部分大致正交的限位面部112b。

驱动凸轮50b在外壳38(参照图2及图5等)的内径侧筒部42的轴向一侧的端部外周面经由径向止推滚珠轴承53被支撑为旋转自如且不能进行轴向位移。

被驱动凸轮51c构成为大致中空圆形板状，且在径向外侧部分的圆周方向多处(图示的例中，圆周方向等间隔三处)具有沿轴向贯通的矩形孔113，而且具有从各个矩形孔113的径向两侧部分朝向轴向一侧突出的大致半圆形板状的支撑板部114a、114b。支撑板部114a、114b中的径向外侧的支撑板部114a具备作为在径向上贯通的圆孔的支撑孔115，而且径向内侧的支撑板部114b在径向外侧面具备具有圆形的开口的支撑凹部116。

被驱动凸轮51c在圆周方向多处(图示的例中为三处)具有比在圆周方向两侧相邻的部分向径向外侧突出的耳部117，而且在耳部117的轴向一侧面具有朝向轴向另一侧凹陷的凹部118。在凹部118可进行以基端部为中心的摆动地支撑有矩形平板状的限位片119。更具体而言，限位片119的基端部能够进行以沿将被驱动凸轮51c的中心轴作为中心的放射方向伸长的枢轴为中心的摆动地支撑于凹部118的内表面。另外，在凹部118的底面与限位片119之间夹持有施力部件120。由此，对限位片119的前端部朝向限位片119与被驱动凸轮51c的轴向一侧面所成的角度变大的方向弹性地施力。此外，施力部件120能够由螺旋弹簧、板弹簧、橡胶等弹性体等构成。

被驱动凸轮51c通过使配备于内周面的被驱动侧内花键部63花键卡合于外壳38的固定侧外花键部45，被支撑为相对于外壳38仅能够轴向位移。

滚动体64a分别具有圆筒形状，且经由圆柱状的支撑轴121和多个滚子122相对于被驱动凸轮51c的支撑板部114a、114b被支撑为自如自转。即，支撑轴121的轴向一侧的端部(以被驱动凸轮51c的中心轴为中心的径向的外侧的端部)内嵌固定于径向外侧的支撑板部114a的支撑孔115，且支撑轴121的轴向另一侧的端部(以被驱动凸轮51c的中心轴为中心的径向的内侧的端部)内嵌固定于径向内侧的支撑板部114b的支撑凹部116。多个滚子122滚动自如地夹持于滚动体64a的内周面与支撑轴121的轴向中间部外周面之间。由此，滚动体64a自如进行以朝向将被驱动凸轮51c的中心轴作为中心的放射方向的自转轴C为中心的旋转(自转)地支撑于被驱动凸轮51c。

在滚动体64a支撑于被驱动凸轮51c的状态下，滚动体64a的轴向另一侧部分配置于矩形孔113的内侧。另外，各个滚动体64a的外周面与配备于驱动凸轮50b的轴向另一侧面的驱动凸轮面54滚动接触。

本例中，使用辊作为滚动体64a，而且滚动体64a相对于被驱动凸轮51c被支撑为自如地进行以朝向将被驱动凸轮51c的中心轴作为中心的放射方向的自转轴C为中心的旋转(自转)。因此，基于使驱动凸轮50b旋转，能够使被驱动凸轮51c切实地在轴向上位移。即，在第一例的凸轮装置39中，使用了球体作为滚动体64，因此在使驱动凸轮50旋转的情况下，有可能在滚动体64的表面与驱动凸轮面54和/或被驱动凸轮面62的滚动接触部产生滑动。在滚动体64的表面与驱动凸轮面54和/或被驱动凸轮面62的滚动接触部产生滑动的情况下，被驱动凸轮51无法在轴向上位移，有可能不能充分确保相对于驱动凸轮50的旋转量的被驱动凸轮51的轴向位移量。

在本例中，作为滚动体64a，使用具有圆筒形状的辊，而且滚动体64a自转自如地支撑于使用时不旋转的被驱动凸轮51c。因此，在使驱动凸轮50b旋转的情况下，能够可靠地防止在滚动体64a的外周面与驱动凸轮面54的滚动接触部产生滑动，基于使驱动凸轮50b旋转，使被驱动凸轮51c可靠地在轴向上位移。其结果，能够可靠地进行动力传递路径切换装置5(参照图2及图5等)的模式切换。

本例中，在驱动凸轮50b设有突起112，在被驱动凸轮51c可摆动地支撑有限位片119，而且通过施力部件120对限位片119的前端部施力。因此，可防止从将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的状态切换到在保持将摩擦卡合装置40连接的状态下旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换到单向离合器模式的状态。

即，在换挡杆选择P档等将二级变速器1(参照图1及图2等)切换到驻车锁定模式的状态下，当将旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换到单向离合器模式的方向的力施加于驱动凸轮50b时，如图28中点划线所示地，配备于驱动凸轮50b的突起112的限位面部112b抵碰支撑于被驱动凸轮51c的限位片119的前端部。其结果，可防止驱动凸轮50b相对于被驱动凸轮51c进一步旋转，可防止旋转传递状态切换装置41切换到单向离合器模式。

总之，在本例中通过突起112、限位片119以及施力部件120构成了防锁定脱离机构123，防止从将摩擦卡合装置40连接且旋转传递状态切换装置41为锁定模式的状态切换到在保持将摩擦卡合装置40连接的状态下旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换到单向离合器模式的状态。

另一方面，为了将二级变速器1切换到驻车锁定模式而在保持将摩擦卡合装置40连接的状态下将旋转传递状态切换装置41从单向离合器模式切换到锁定模式时，如图28中箭头所示地，配备于驱动凸轮50b的突起112通过平缓倾斜面部112a抵抗施力部件120的弹力地按压限位片119的基端侧部分，并且越上限位片119。这样，允许驱动凸轮50b相对于被驱动凸轮51c向将旋转传递状态切换装置41从单向离合器模式切换到锁定模式的方向旋转。

此外，配备于驱动凸轮50b的突起112的限位面部112b也能够在抵碰于支撑于被驱动凸轮51c的限位片119的前端部的状态下修正驱动凸轮50b的零点。

在二级变速器1中，通过使驱动凸轮50b的旋转相位变化，从而切换摩擦卡合装置40的断开状态或连接状态及旋转传递状态切换装置41的模式、进而切换二级变速器1的模式。在此，驱动凸轮50b的旋转相位基于来自编码器的信息和/或变速用马达60的步进数等控制。

但是，若在驱动凸轮面54与滚动体64a的滚动接触部产生滑动，则有可能基于驱动凸轮50b的旋转相位推定的旋转传递状态切换装置41的模式和实际的旋转传递状态切换装置41的模式产生偏差。这样，随着时间的经过，偏差不断增大。

因此，在将二级变速器1切换到驻车锁定模式的状态下，将配备于驱动凸轮50b的突起112的限位面部112b抵碰于支撑于被驱动凸轮51c的限位片119的前端部，对驱动凸轮50b的零点进行修正，由此能够抑制上述偏差的增大。其它部分的结构及作用效果与第一例相同。

[第四例]

使用图29，对本发明的实施方式的第四例进行说明。在本例中，通过改良配备于驱动凸轮50(参照图2、图5～图7以及图9等)的驱动凸轮面54的形状，防止从二级变速器1(参照图1及图2等)为驻车锁定模式的状态意外地切换到摩擦卡合装置40被断开，或者旋转传递状态切换装置41切换到单向离合器模式。

具体而言，在驱动凸轮面54的平坦面部54a中的在二级变速器1为驻车锁定模式的状态下滚动体64所处的部分的圆周方向两侧具备朝向轴向另一侧突出的凸部124。凸部124具有基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，滚动体64可越上凸部124的程度的轴向高度。

根据本例，在将二级变速器1切换到驻车锁定模式的状态下，当施加欲使驱动凸轮50旋转的力时，滚动体64与凸部124干涉(钩挂)。由此，能够防止滚动体64的意外的滚动而意外地使摩擦卡合装置40被断开、或者旋转传递状态切换装置41切换到单向离合器模式。

此外，也能够取代驱动凸轮50的驱动凸轮面54，或者除了驱动凸轮面54，在被驱动凸轮51的被驱动凸轮面62也具备用于防止滚动体64的意外的滚动的凸部124。另外，能够将本例的构造与第三例的防锁定脱离机构123组合来实施。其它部分的结构及作用效果与第一例相同。

[第五例]

使用图30～图31(B)，对本发明的实施方式的第五例进行说明。本例的二级变速器1a中，作为构成动力传递路径切换装置5b的摩擦卡合装置40c，使用在单体的状态下，在停止对电动驱动器58(参照图1及图2)的通电的状态下被连接，且基于对电动驱动器58通电，通过扩大驱动凸轮50与被驱动凸轮51的轴向间隔而被断开的所谓常闭型的离合器，并且，将摩擦卡合装置40c配置在中心齿轮11与齿圈12之间。

摩擦卡合装置40c具有各多个摩擦片65及分离片66。摩擦片65分别被支撑为相对于中心齿轮11仅可以进行轴向的位移。各个分离片66被支撑为相对于齿圈12仅可以进行轴向的位移。

摩擦卡合装置40c利用凸轮装置39经由按压部件125朝向轴向一侧按压存在于最轴向另一侧的分离片66、或者解除按压的力，从而切换断开状态或连接状态。按压部件125具有：在输入部件2的周围支撑为自如地进行相对于该输入部件2的旋转的筒状部126；从筒状部126的轴向另一侧的端部朝向径向外侧折弯的凸缘部127；以及从凸缘部127的径向外侧的端部朝向轴向一侧折弯的板按压部128。

在筒状部126的轴向一侧的端部与被驱动凸轮51之间夹持有推力滚动轴承69a。即，凸轮装置39经由推力滚动轴承69a可以将按压部件125朝向轴向另一侧按压。在凸缘部127的轴向另一侧面与外壳38(参照图1及图2)的固定的部分之间夹持有弹性部件129。弹性部件129对按压部件125朝向轴向一侧弹性地施力。弹性部件129能够由盘簧、螺旋弹簧等构成。另外，板按压部128的前端部(轴向一侧的端部)与存在于最轴向另一侧的分离片66的轴向另一侧面对置。

摩擦卡合装置40c基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，使被驱动凸轮51在轴向上位移，由此断开状态或连接状态被切换。

为了连接摩擦卡合装置40c，如图31(A)所示，使滚动体64向驱动凸轮面54的底部54c及被驱动凸轮面62的底部62c移动，从而使被驱动凸轮51朝向与驱动凸轮50的轴向间隔缩小的方向(轴向一侧)位移。其结果，通过弹性部件129的作用，按压部件125朝向轴向一侧被弹性地按压，通过板按压部128的前端部，存在于最轴向另一侧的分离片66朝向轴向一侧被按压。由此，摩擦片65和分离片66彼此推压，从而摩擦卡合装置40被连接(摩擦卡合装置40的紧固力变大)。

为了断开摩擦卡合装置40c，如图31(B)所示，使滚动体64向驱动凸轮面54的平坦面部54a及被驱动凸轮面62的平坦面部62a移动，从而使被驱动凸轮51向与驱动凸轮50的轴向间隔扩大的方向(轴向另一侧)位移。其结果，通过被驱动凸轮51，将按压部件125抵抗弹性部件129的弹力向轴向另一侧按压。由此，摩擦片65和分离片66彼此推压的力被解除，通过复位弹簧70(参照图8)的作用，存在于最轴向一侧的分离片66与存在于最轴向另一侧的分离片66的间隔扩大，从而摩擦卡合装置40被断开(摩擦卡合装置40的紧固力丧失)。

在本例中，也基于利用电动驱动器58旋转驱动驱动凸轮50，使被驱动凸轮51在轴向上位移，从而切换摩擦卡合装置40c的断开状态或连接状态，与此同时，切换旋转传递状态切换装置41的模式。通过切换摩擦卡合装置40c的断开状态或连接状态及旋转传递状态切换装置41的模式，能够切换动力传递路径切换装置5a的动作模式，将二级变速器1a在为低减速比模式、高减速比模式、减速比切换模式、以及驻车锁定模式。

本例中，作为摩擦卡合装置40c使用了常闭型的离合器，因此容易实现二级变速器1a的高效化及小型化。此外，也能够在本例的二级变速器1a应用第三例的防锁定脱离机构123和/或第四例的凸部124。其它部分的结构及作用效果与第一例相同。

上述的实施方式的第一例～第五例只要不产生矛盾，就能够组合实施。

符号说明

1、1a—二级变速器，2—输入部件，3—输出部件，4—行星齿轮机构，5、5a、5z—动力传递路径切换装置，6—输入筒状部，7—输入凸缘部，8—内花键部，9—输出筒状部，10—输出凸缘部，11—中心齿轮，12—齿圈，13—行星轮架，14—小齿轮，15—小径筒部，16—大径筒部，17—凸缘部，18—中心侧外花键部，19—齿轮部，20—小径筒部，21—大径筒部，22—圆环部，23—圈侧外花键部，24—齿轮部，25a、25b—轮缘部，26—柱部，27—筒状部，28a、28b—圆孔，29—行星轮架侧内花键部，30—支撑轴，31—主体部分，32—径向滚针轴承，33—齿轮部，34a、34b—卡环，35—衬垫，36a、36b—推力轴承，37—压板，38—外壳，39、39a、39z—凸轮装置，40、40c—摩擦卡合装置，40a—第一摩擦卡合装置，40b—第二摩擦卡合装置，41、41a—旋转传递状态切换装置，42—内径侧筒部，43—外径侧筒部，44—侧板部，45—固定侧外花键部，46—固定侧内花键部，47—贯通孔，48—径向滚针轴承，49—推力滚珠轴承，50、50a、50b、50z—驱动凸轮，51、51c—被驱动凸轮，51a—第一被驱动凸轮，51b—第二被驱动凸轮，52—卡合销，53—径向止推滚珠轴承，54—驱动凸轮面，54a—平坦面部，54b—平缓倾斜面部，54c—底部，54d—急剧倾斜面部，56—凸轮侧卡合孔，57—轮齿轮部，58—电动驱动器，59—蜗杆，60—变速用马达，61—蜗杆齿轮部，62—被驱动凸轮面，62a—平坦面部，62b—平缓倾斜面部，62c—底部，62d—急剧倾斜面部，63—被驱动侧内花键部，64、64a—滚动体，65、65a—摩擦片，66、66a—分离片，67—卡环，68—弹性部件，69—推力滚动轴承，70—复位弹簧，71—第一部件，72—第二部件，73—第一爪部件，74—第二爪部件，75—第一爪施力部件，76—第二爪施力部件，77、77a—选择板，78—卡合凹部，79—凸部，80—凹凸部，81—内花键部，82—外花键部，83—基部，84—圆筒部，85—第一保持凹部，86—第二保持凹部，87a、87b—弹簧保持部，88a、88b—台座部，89—第一基部，90—第一卡合爪，91—环状凸部，92—第二基部，93—第二卡合爪，94、94a—基部，95—板侧卡合孔，96—突出部，97—凹凸部，98—盖体，99—卡环，101a、101b—卡环，102—减速器，103—凸轮侧齿轮部，104—板侧齿轮部，105—二级齿轮，106—基部，107—圆筒部，108—第一齿轮部，109—第二齿轮部，110—中心轴，111—主体部分，112—突起，112a—平缓倾斜面部，112b—限位面部，113—矩形孔，114a、114b—支撑板部，115—支撑孔，116—支撑凹部，117—耳部，118—凹部，119—限位片，120—施力部件，121—支撑轴，122—滚子，123—防锁定脱离机构，124—凸部，125—按压部件，126—筒状部，127—凸缘部，128—板按压部，129—弹性部件，130—小径部，131—大径部。

Claims (18)

1.一种动力传递路径切换装置，其特征在于，具备：

摩擦卡合装置，其具有支撑为彼此能够进行轴向的相对位移的至少各一个的摩擦片及分离片，通过将上述摩擦片和上述分离片彼此推压而被连接，而且通过放开将上述摩擦片和上述分离片彼此推压的力而被断开；

旋转传递状态切换装置，其具有彼此同轴配置的第一部件及第二部件，而且具有自由模式和单向离合器模式中的至少一方的模式及锁定模式，上述自由模式是不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，上述第一部件相对于上述第二部件的旋转都被允许，上述单向离合器模式是仅上述第一部件相对于上述第二部件的预定方向的旋转被允许且上述第一部件相对于上述第二部件的与上述预定方向相反的方向的旋转被阻止，上述锁定模式是不管上述第一部件与上述第二部件的相对旋转方向如何，上述第一部件相对于上述第二部件的旋转都被阻止；以及

控制装置，其具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式时，在将上述摩擦卡合装置连接后，在保持维持该摩擦卡合装置为连接状态的状态下，将上述旋转传递状态切换装置切换到上述锁定模式。

2.根据权利要求1所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持维持上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，将上述摩擦卡合装置断开。

3.根据权利要求2所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置断开且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持维持上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，防止上述摩擦卡合装置从断开状态切换到连接状态。

4.根据权利要求1～3中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述旋转传递状态切换装置具有上述单向离合器模式，上述控制装置具有如下功能：在上述摩擦卡合装置从断开状态向连接状态的切换中、和/或上述摩擦卡合装置从连接状态向断开状态的切换中，使上述旋转传递状态切换装置成为上述单向离合器模式。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具有如下功能：在将上述摩擦卡合装置连接且上述旋转传递状态切换装置为上述锁定模式的状态下，在保持将上述摩擦卡合装置连接的状态下，防止上述旋转传递状态切换装置从上述锁定模式切换到上述自由模式或上述单向离合器模式。

6.根据权利要求1～5中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具备被支撑为能够旋转且不能进行轴向位移的驱动凸轮，基于该驱动凸轮的旋转，切换上述摩擦卡合装置的断开状态或连接状态及上述旋转传递状态切换装置的模式。

7.根据权利要求6所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具备具有上述凸轮及被驱动凸轮的凸轮装置，该被驱动凸轮被支撑为能够进行相对于上述驱动凸轮的相对旋转及轴向位移，且随着该驱动凸轮的旋转而在轴向位移。

8.根据权利要求7所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述凸轮装置还具有夹持于上述驱动凸轮与上述被驱动凸轮之间的多个滚动体。

9.根据权利要求8所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述滚动体由辊构成，该辊具有朝向放射方向的自转轴，且在上述被驱动凸轮自如地被支撑为进行以上述自转轴为中心的旋转。

10.根据权利要求7～9中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置基于使上述驱动凸轮旋转，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔扩大的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置，而且通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔缩小的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置断开。

11.根据权利要求10所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

具备弹性部件，该弹性部件配置于上述被驱动凸轮与上述摩擦卡合装置之间，而且向将该被驱动凸轮和该摩擦卡合装置彼此分离的方向弹性地施力。

12.根据权利要求7～9中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置基于使上述驱动凸轮旋转，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔缩小的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置连接，而且，通过使上述被驱动凸轮向与上述驱动凸轮的轴向间隔扩大的方向位移，从而将上述摩擦卡合装置断开。

13.根据权利要求1～12中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述第一部件和上述第二部件中的一方的部件在圆周方向多处具有卡合凹部，

上述旋转传递状态切换装置具备：

模式选择部，其在圆周方向多处具有在径向或轴向突出的突出部；

第一爪部件，其具有枢轴支撑于上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件的第一基部、以及从上述第一基部朝向圆周方向一侧伸出的第一卡合爪；

第二爪部件，其具有枢轴支撑于上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件的第二基部、以及从上述第二基部朝向圆周方向另一侧伸出的第二卡合爪；

第一爪施力部件，其对上述第一卡合爪向使其与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力；以及

第二爪施力部件，其对上述第二卡合爪向使其与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力。

14.根据从属于权利要求6～12中任一项的权利要求13所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述模式选择部随着上述驱动凸轮的旋转而旋转、或者在轴向位移。

15.根据权利要求14所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述旋转传递状态切换装置具备具有上述模式选择部的选择板。

16.根据权利要求1～15中任一项所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述摩擦卡合装置还具有向使上述摩擦片和上述分离片彼此分离的方向弹性地施力的复位弹簧。

17.一种二级变速器，其特征在于，具备：

输入部件；

与上述输入部件同轴配置的输出部件；

在动力的传递方向上配置于上述输入部件与上述输出部件之间的行星齿轮机构；以及

切换上述输入部件与上述输出部件之间的动力传递路径的动力传递路径切换装置，

上述动力传递路径切换装置为权利要求1～16中任一项所述的动力传递路径切换装置，

上述行星齿轮机构具备：

相对于上述输入部件以与该输入部件一体地旋转的方式连接的中心齿轮；

与该中心齿轮同轴地配置于上述中心齿轮的周围的齿圈；

与上述中心齿轮同轴地配置，且相对于上述输出部件以与该输出部件一体地旋转的方式连接的行星轮架；以及

与上述中心齿轮和上述齿圈啮合，且在上述行星轮架自如地被支撑为进行以自身的中心轴为中心的旋转的多个小齿轮，

上述摩擦片和上述分离片中的一方被支撑为相对于上述中心齿轮或上述输入部件能够进行轴向的相对位移，且不能进行相对旋转，

上述摩擦片和上述分离片中的另一方被支撑为相对于上述行星轮架或上述输出部件能够进行轴向的相对位移，且不能进行相对旋转，

上述第一部件和上述第二部件中的一方被支撑为相对于在使用时也不旋转的部分不能进行相对旋转，

上述第一部件和上述第二部件中的另一方被支撑为相对于上述齿圈不能进行相对旋转。

18.根据权利要求17所述的二级变速器，其特征在于，

上述动力传递路径切换装置是权利要求14、从属于权利要求14的权利要求15、或者从属于权利要求14或15的权利要求16所述的动力传递路径切换装置，

具备旋转驱动上述驱动凸轮的电动驱动器。

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