CN118511016A - 动力传递路径切换装置以及二级变速器 - Google Patents

Abstract

本公开的动力传递路径切换装置具备：摩擦卡合装置(40)，其通过将摩擦板(65)与分离板(66)相互推压而连接，通过释放将它们相互推压的力而切断；旋转传递状态切换装置(41)，其至少具有无论第一部件(71)与第二部件(72)的相对旋转方向如何都允许第一部件(71)相对于第二部件(72)的旋转的自由模式和都阻止第一部件(71)相对于第二部件(72)的旋转的锁定模式；以及控制装置，其具有在将摩擦卡合装置(40)维持为连接状态下将旋转传递状态切换装置(41)切换为锁定模式的功能、以及切断摩擦卡合装置(40)并将旋转传递状态切换装置(41)切换为自由模式的状态的功能。

Description

动力传递路径切换装置以及二级变速器

技术领域

本公开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耗量降低化的潮流的影响，推进电动汽车、混合动力汽车的研究，并且在一部分中实施。作为电动汽车、混合动力汽车的动力源的电动马达与通过使化石燃料直接燃烧来工作的内燃机(发动机)不同，由于输出轴的扭矩以及旋转速度的特性优选为作为汽车用(一般在起动时产生最大扭矩)，所以不一定需要如将内燃机作为驱动源的一般的汽车那样设置变速器。其中，即使在将电动马达作为驱动源的情况下，通过设置变速器，也能够改善加速性能以及高速性能。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并在动力的传递系统中设置有变速器的汽车并平滑。关于这一点，参照图32进行说明。

例如，若在电动马达的输出轴和与驱动轮相连的差动齿轮的输入部之间配置减速比较大的动力传递装置，则电动汽车的加速度(G)与行驶速度(km/h)的关系成为图32的实线a那样。即，低速时的加速性能优异，但无法进行高速行驶。相对于此，若在上述输出轴与上述输入部之间配置减速比较小的动力传递装置，则该关系成为图32的点划线b那样。即，能够进行高速行驶，但低速时的加速性能受损。相对于此，若在上述输出轴与上述输入部之间设置变速器，并根据车速而改变该变速器的减速比，则得到如下那样的特性：使实线a中比点P靠左侧的部分与点划线b中比点P靠右侧的部分连续。可知：这一特性与图32中虚线c所示的具有相同程度的输出的汽油发动机车大致相同，并且关于加速性能以及高速性能，得到与在动力的传递系统中设有变速器的汽油发动机车相同的性能。

在日本特开平05-116549号中公开了电动汽车用驱动装置的构造：经由将一对行星齿轮机构和一对制动器组合而成的二级变速器(通过二级变速器减速)将电动马达的输出轴的扭矩传递至差动齿轮。在该电动汽车用驱动装置中，基于切换一对制动器的断开、连接状态，切换一对行星齿轮机构的构成要素能够旋转的状态与无法旋转的状态，从而能够将电动马达的输出轴与差动齿轮之间的减速比切换为高低的两个阶段。

在德国专利申请公开第102016105991号中公开了能够将变速器的减速比至少切换为两个阶段的变速鼓装置的构造。在该装置中，由电动马达等致动器使变速鼓旋转，能够基于此来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号所记载的装置构成为，利用通过液压动作的伺服活塞PL、PH，将被行星齿轮机构的构成要素支撑的摩擦卡合要素和被壳体支撑的摩擦卡合要素相互推压，从而连接(卡合)制动器。然而，在电动汽车、混合动力汽车中，为了通过系统的简化来实现成本降低、耗电性能的提高，期望由电动致动器进行二级变速器的减速比的切换，不需要液压系统。

德国专利申请公开第102016105991号所记载的装置具备如下的机构：能够向对变速器的输出轴的旋转进行锁定的驻车锁定模式切换而且防止在车辆行驶中变速器意外地切换为驻车锁定模式而对该变速器施加不希望的负荷的情况等。具体而言，通过使销与沿圆周方向伸长地形成于变速鼓的外周面的槽卡合，防止上述变速鼓的意外的旋转，从而防止变速器意外地切换为驻车锁定模式。在变速杆选择为P档(驻车档)的情况等下，通过使上述销向径向-外方退避，解除与上述槽的卡合，能够向驻车锁定模式切换。

其中，在德国专利申请公开第102016105991号所记载的变速鼓装置中，仅为了防止变速器意外地切换为驻车锁定模式，就需要在变速鼓形成有沿圆周方向伸长的槽，或者设置有能够相对于该槽卡合脱离的销、用于使该销相对于上述槽远近移动的致动器。因此，上述变速鼓装置变得大型或者制造成本增大。

鉴于上述的情况，本公开提供如下构造：在能够将二级变速器切换为驻车锁定模式的动力传递路径切换装置中，能够防止上述二级变速器意外地切换为驻车锁定模式，而且能够根据需要而降低驻车锁定模式的解除所需的力，其中，二级变速器能够将减速比切换为高低的两个阶段。

用于解决课题的方案

本公开的一个方式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相互被支撑为能够进行轴向的相对位移的至少各一片的摩擦板以及分离板。该摩擦卡合装置通过将上述摩擦板与上述分离板相互推压而连接，而且通过释放将上述摩擦板与上述分离板相互推压的力而切断。

上述旋转传递状态切换装置具有相互同轴地配置的第一部件以及第二部件。并且，上述旋转传递状态切换装置至少具有无论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的自由模式、以及无论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的锁定模式。

上述控制装置具有：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式时，在连接上述摩擦卡合装置之后，在该摩擦卡合装置维持为连接状态下将上述旋转传递状态切换装置切换为上述锁定模式的功能、以及切断上述摩擦卡合装置并将上述旋转传递状态切换装置切换为上述自由模式的状态的功能。

在本公开的一个方式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：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，在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切断上述摩擦卡合装置。

在该情况下，上述控制装置能够具有如下功能：在切断上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，在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切断状态切换为连接状态。具体而言，例如，上述控制装置能够具有误锁定防止用的限位部，该误锁定防止用的限位部在该状态下，在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切断状态切换为连接状态。

在本公开的一个方式的动力传递路径切换装置中，上述旋转传递状态切换装置能够具有单向离合模式：仅允许上述第一部件相对于上述第二部件向预定方向的旋转，而且阻止上述第一部件相对于上述第二部件向与上述预定方向相反的方向的旋转。

在该情况下，上述控制装置能够具有如下功能：在上述摩擦卡合装置从切断状态向连接状态的切换中和/或在上述摩擦卡合装置从连接状态向切断状态的切换中，使上述旋转传递状态切换装置成为上述单向离合模式。

在本公开的一个方式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：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，在保持连接上述摩擦卡合装置的状态下防止上述旋转传递状态切换装置意外地从上述锁定模式切换为上述自由模式或上述单向离合模式。具体而言，例如，上述控制装置能够具有锁定脱离防止机构，该锁定脱离防止机构在该状态下，在保持连接上述摩擦卡合装置的状态下防止上述旋转传递状态切换装置意外地从上述锁定模式切换为上述自由模式或上述单向离合模式。

在本公开的一个方式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轴向位移的驱动凸轮，能够基于该驱动凸轮的旋转来切换上述摩擦卡合装置的断开、连接状态以及上述旋转传递状态切换装置的模式。

在该情况下，能够构成为，若使上述驱动凸轮向一个方向旋转，则依次切换为连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述自由模式的状态、切断上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述自由模式的状态、以及连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态。

上述控制装置能够具有具备上述驱动凸轮以及被驱动凸轮的凸轮装置，上述被驱动凸轮被支撑为能够相对于上述驱动凸轮相对旋转以及轴向位移，而且伴随该驱动凸轮的旋转而沿轴向位移。

在该情况下，能够构成为，使上述驱动凸轮旋转，基于此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，来连接上述摩擦卡合装置，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，来切断上述摩擦卡合装置。换言之，上述摩擦卡合装置能够由所谓常开型的离合器构成。

在该情况下，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，而且向使该被驱动凸轮与该摩擦卡合装置相互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，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，来连接上述摩擦卡合装置，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扩大的方向位移，来切断上述摩擦卡合装置。换言之，上述摩擦卡合装置能够由所谓常闭型的离合器构成。

并且，上述凸轮装置能够具有被夹持在上述驱动凸轮与上述被驱动凸轮之间的多个滚动体。

在该情况下，上述滚动体能够由辊构成，该辊具有朝向放射方向的自转轴，而且被上述被驱动凸轮支撑为自如地进行以上述自转轴为中心的旋转。或者，上述滚动体能够由滚珠构成。

在上述控制装置具有上述凸轮装置的情况下，能够将上述误锁定防止用的限位部设置于驱动凸轮和/或被驱动凸轮。

在本公开的一个方式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个部位具有卡合凹部，

而且，上述旋转传递状态切换装置能够具备：

模式选择部，其具有突出部；

第一爪部件，其具有被上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件枢轴支承的第一基部、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，其具有被上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件枢轴支承的第二基部、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与上述卡合凹部卡合的方向弹性地进行施力；以及

第二爪施力部件，其对上述第二卡合爪向与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力。

在上述锁定模式中，上述第一卡合爪以及上述第二卡合爪不被上述突出部按压而与上述卡合凹部卡合，由此无论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。

在上述自由模式中，上述第一卡合爪以及上述第二卡合爪被上述突出部按压而不与上述卡合凹部卡合，由此无论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。

在上述动力传递路径切换装置具有上述单向离合模式的情况下，在上述单向离合模式中，使上述模式选择部旋转或进行轴向位移，基于此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与上述卡合凹部卡合，而且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不与上述卡合凹部卡合，从而仅允许上述第一部件相对于上述第二部件向预定方向的旋转，而且阻止上述第一部件相对于上述第二部件向与上述预定方向相反的方向的旋转。

在上述动力传递路径切换装置中，上述模式选择部能够伴随上述驱动凸轮的旋转而旋转或沿轴向位移。

在该情况下，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，并且上述突出部设置为，在该选择板的圆周方向多个部位以沿径向或轴向突出。

或者，上述驱动凸轮能够还具备上述模式选择部。

在本公开的一个方式的动力传递路径切换装置中，上述摩擦卡合装置能够具有对上述摩擦板和上述分离板向相互分离的方向弹性地施力的复位弹簧。

本公开的一个方式的二级变速器具备：

输入部件；

输出部件，其与上述输入部件同轴地配置；

行星齿轮机构，其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；以及

动力传递路径切换装置，其切换上述输入部件与上述输出部件之间的动力传递路径。

尤其，在本公开的一个方式的二级变速器中，上述动力传递路径切换装置由本公开的一个方式的动力传递路径切换装置构成。

上述行星齿轮机构具备：

太阳轮，其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；

齿圈，其与上述太阳轮同轴地配置于上述太阳轮的周围；

行星齿轮架，其与上述太阳轮同轴地配置，而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；以及

多个小齿轮，其与上述太阳轮和上述齿圈啮合，而且被上述行星齿轮架支撑为自如地进行以自身的中心轴为中心的旋转。

上述摩擦板和上述分离板中的一方被支撑为相对于上述太阳轮或上述输入部件能够进行轴向的相对位移而且不能相对旋转，

上述摩擦板和上述分离板中的另一方被支撑为相对于上述行星齿轮架或上述输出部件能够进行轴向的相对位移而且不能相对旋转，

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相对旋转，

并且，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相对旋转。

在本公开的一个方式的二级变速器中，在具备上述凸轮装置作为上述动力传递路径切换装置而且采用伴随上述驱动凸轮的旋转而旋转或沿轴向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致动器。

发明的效果如下。

根据本公开的一个方式的动力传递路径切换装置，能够将二级变速器切换为驻车锁定模式，该二级变速器能够将减速比切换为高低的两个阶段，而且，能够防止该二级变速器意外地切换为驻车锁定模式。再有，在本公开的一个方式的动力传递路径切换装置中，能够根据需要而降低驻车锁定模式的解除所需的力。

附图说明

图1是本公开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是示出第一例的二级变速器的示意图。

图4的(A)是示出第一例的二级变速器中的低减速比模式下的动力的传递路径的示意图。图4的(B)是示出第一例的二级变速器中的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以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的(A)～图9的(D)是从径向外侧观察到的第一例的凸轮装置的示意图。

图10的(A)是示关于第一例的摩擦卡合装置以及凸轮装置的切断摩擦卡合装置的状态的示意图。图10的(B)是示出第一例的摩擦卡合装置以及凸轮装置的连接摩擦卡合装置的状态的示意图。

图11是关于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是关于第一例的旋转传递状态切换装置的拆下选择板后的状态的从轴向一侧观察的端视图。

图14是图13的X部放大图。

图15的(A)是示出关于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的(B)是示出锁定模式下的上述卡合关系的示意图，图15的(C)是示出单向离合模式下的上述卡合关系的示意图。

图16是示意性地示出第一例的二级变速器中的摩擦卡合装置的断开、连接状态和旋转传递状态切换装置的模式的线图。

图17是示出比较例的动力传递路径切换装置的剖视图。

图18是示意性地示出比较例的动力传递路径切换装置中的第一摩擦卡合装置和第二摩擦卡合装置的断开、连接状态的线图。

图19是第一例的变形例的相当于图16的图。

图20是本公开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的(A)是示出关于本公开的实施方式的第三例的凸轮装置的限位片与突起抵接的状态的立体图。图23的(B)是示出第三例的凸轮装置的限位片越过突起的状态的立体图。

图24是图23的(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是示意性地示出第三例中的摩擦卡合装置的断开、连接状态以及锁定脱离防止机构的卡合状态和旋转传递状态切换装置的模式的线图。

图29是示意性地示出本公开的实施方式的第四例中的摩擦卡合装置的断开、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线图。

图30是示出本公开的实施方式的第五例的二级变速器的示意图。

图31的(A)是示出关于第五例的摩擦卡合装置以及凸轮装置的连接摩擦卡合装置后的状态的示意图。图31的(B)是示出第五例的摩擦卡合装置以及凸轮装置的切断摩擦卡合装置后的状态的示意图。

图32是用于说明在以电动马达为驱动源的驱动装置组装变速器所产生的效果的线图。

具体实施方式

以下，参照附图对本公开的一个方式的二级变速器以及动力传递路径切换装置进行说明，但以下的说明只不过是示例，本公开的内容并非由以下举例示出的结构限定。并且，作为构成二级变速器、动力传递路径切换装置、以及构成二级变速器以外的装置的各个要素，也能够应用公知的代替的部件。

[第一例]

使用图1～图16对本公开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动齿轮之间，将上述电动马达的输出轴的扭矩增大(减速)之后传递至差动齿轮，或者不将上述电动马达的输出轴的扭矩增大(减速)而直接传递至差动齿轮。本例的二级变速器1具备输入部件2、与输入部件2同轴配置的输出部件3、在动力的传递方向上配置于输入部件2与输出部件3之间的行星齿轮机构4、以及切换输入部件2与输出部件3之间的动力传递路径的动力传递路径切换装置5。这样的二级变速器1构成为，能够进行向输入部件2与输出部件3之间的减速比较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的切换，除此之外还能够向在输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩的空档模式以及锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式的切换。

此外，本例的二级变速器1的轴向、径向、以及圆周方向只要没有特别限定，是指输入部件2的轴向、径向、以及圆周方向。输入部件2的轴向、径向、以及圆周方向分别与输出部件3的轴向、径向、以及圆周方向一致。并且，轴向一侧是指输入部件2的一侧(图2～图9的(D)的右侧)，轴向另一侧是指输出部件3的一侧(图2～图9的(D)的左侧)。

输入部件2与电动马达的输出轴等驱动轴(图示省略)连接，输入扭矩(动力)。在本例中，输入部件2具备输入筒状部6和从输入筒状部6的轴向一侧的端部朝向径向外侧折弯的输入凸缘部7。驱动轴例如以能够传递扭矩的方式内嵌于输入筒状部6的内周面，或者通过螺栓紧固等以能够传递扭矩的方式与输入凸缘部7结合。

输出部件3与输入部件2同轴配置，与差动齿轮、传动轴等从动轴(图示省略)连接，向该从动轴输出扭矩。在本例中，输出部件3在内周面具备具有内花键部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。上述从动轴通过使在其前端部外周面具备的外花键部与输出筒状部9的内花键部8花键卡合来以能够传递扭矩的方式与输出部件3连接。

如图2～图4的(B)所示，行星齿轮机构4具备：太阳轮11，其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，而且相对于输入部件2以与该输入部件2一体地旋转的方式连接；齿圈12，其与该太阳轮11同轴地配置于太阳轮11的周围；行星齿轮架13，其与太阳轮11同轴地配置，而且相对于输出部件3以与该输出部件3一体地旋转的方式连接；以及多个小齿轮14，其与太阳轮11和齿圈12啮合，而且被行星齿轮架13支撑为自如地进行以自身的中心轴为中心的旋转。

太阳轮11相对于输入部件2以与输入部件2一体地旋转的方式连接。在本例中，太阳轮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。太阳轮11在大径筒部16的外周面具备太阳轮侧外花键部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。太阳轮11的小径筒部15通过花键卡合等能够传递扭矩的构造外嵌于输入部件2的输入筒状部6。

齿圈12以与太阳轮11同轴且能够相对于太阳轮11相对旋转的方式被支撑在太阳轮11的周围。在本例中，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、以及将小径筒部20的轴向另一侧的端部与大径筒部21的轴向一侧的端部连接的圆环部22。齿圈12在小径筒部20的外周面具备齿圈侧外花键部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。

行星齿轮架13与太阳轮11以及齿圈12同轴地被支撑，而且相对于输出部件3以能够与输出部件3一体地旋转的方式连接。在本例中，行星齿轮架13具备：一对齿环部25a、25b，其分别呈圆环状，在轴向上空开间隔地配置；柱部26，其架设在一对齿环部25a、25b中的相互匹配的圆周方向多个部位彼此之间；以及筒状部27，其从一对齿环部25a、25b中的轴向一侧的齿环部25a的轴向一侧面的径向中间部朝向轴向一侧遍及整周突出。

行星齿轮架13在轴向一侧的齿环部25a中的比筒状部27靠径向外侧存在的部分的圆周方向多个部位具备沿轴向贯通的圆孔28a，而且在筒状部27的内周面具备行星齿轮架侧内花键部29。并且，行星齿轮架13在一对齿环部25a、25b中的轴向另一侧的齿环部25b中与轴向一侧的齿环部25a的圆孔28a匹配的部分具备沿轴向贯通的圆孔28b。行星齿轮架13构成为，由花键卡合等能够传递扭矩的构造将轴向另一侧的齿环部25b与输出部件3的输出凸缘部10连接，从而与输出部件3一体地旋转。

各个小齿轮14与太阳轮11和齿圈12啮合，而且被行星齿轮架13支撑为能够自如地进行以自身的中心轴为中心的旋转。在本例中，各个小齿轮14具备圆柱状的支撑轴30和由径向滚针轴承32旋转自如地被支撑在支撑轴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并与太阳轮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齿轮架13的圆孔28a、28b。

在本例中，挡圈34a卡定于太阳轮11的大径筒部16的轴向中间部外周面。间隔件35被挡圈34a阻止向轴向一侧的位移。间隔件35的轴向另一侧面经由推力轴承36a而与轴向一侧的齿环部25a的径向内侧部分的轴向一侧面抵接。而且，挡圈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被挡圈34b阻止向轴向另一侧的位移。压板37的径向内侧部分的轴向一侧面经由推力轴承36b而与轴向另一侧的齿环部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抵接。由此，在组装行星齿轮机构4后的状态下，防止太阳轮11、齿圈12、行星齿轮架13、以及小齿轮14分离。即，行星齿轮机构4能够作为子组件而一体地处理。

动力传递路径切换装置5具备摩擦卡合装置40、旋转传递状态切换装置41以及控制装置，对输入部件2与输出部件3之间的动力传递路径进行切换。在本例的动力传递路径切换装置5中，控制装置由凸轮装置39构成。并且，本例的动力传递路径切换装置5具备在使用时也不旋转的壳体38。

壳体38具备内径侧筒部42、外径侧筒部43、以及将内径侧筒部42的轴向一侧的端部与外径侧筒部43的轴向一侧的端部连接的圆环状的侧板部44。壳体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。并且，壳体38在外径侧筒部43的轴向一侧部分具备沿径向贯通并沿圆周方向伸长的贯通孔47。

在本例中，在壳体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推力滚针轴承49，从而输入部件2被支撑为相对于壳体38旋转自如。

如图5及图7所示，构成控制装置的凸轮装置39具备：驱动凸轮50，其被支撑为能够旋转而且不能轴向位移；被驱动凸轮51，其被支撑为能够进行相对于驱动凸轮50的相对旋转以及轴向位移，而且伴随驱动凸轮50的旋转而沿轴向位移；多个(图示例子中为五个)滚动体64；以及多个(图示例子中为五个)卡合销52。

驱动凸轮50具有圆环形状，而且经由能够支承径向载荷以及推力载荷的角接触球轴承53旋转自如且不能轴向位移地被支撑在壳体38的内径侧筒部42的轴向一侧的端部外周面。

驱动凸轮50在轴向另一侧面的径向内侧部分具有驱动凸轮面54，该驱动凸轮面54通过将凹部和凸部各以相同数量在圆周方向上交替地配置而成。如图9的(A)～图9的(D)所示，驱动凸轮面54是从图9的(A)～图9的(D)的上侧朝向下侧依次重复配置第一平坦面部54a、平缓倾斜面部54b、第一底部54c、陡峭倾斜面部54d、第二平坦面部54e、第一中度倾斜面部54f、第二底部54g以及第二中度倾斜面部54h而成。

驱动凸轮面54中的第一平坦面部54a以及第二平坦面部54e在轴向上位于最靠另一侧的位置，即位于凸部的前端部，而且第一底部54c以及第二底部54g在轴向上位于最靠一侧的位置。驱动凸轮50的相对于与中心轴正交的假想平面所成的倾斜角度按照平缓倾斜面部54b、第一中度倾斜面部54f以及第二中度倾斜面部54h、陡峭倾斜面部54d的顺序变大。

陡峭倾斜面部54d的倾斜角度设定为，滚动体64能够以滚落的方式移动，但无法越到该陡峭倾斜面部54d上。即，陡峭倾斜面部54d的倾斜角度成为滚动体64不会因旋转驱动驱动凸轮50而越上的大小。

平缓倾斜面部54b的倾斜角度、第一中度倾斜面部54f以及第二中度倾斜面部54h的倾斜角度均设定为，滚动体64既能够以滚落的方式移动也能够越上的大小。在本例中，第一中度倾斜面部54f和第二中度倾斜面部54h使倾斜方向相反，并使倾斜角度互为相同，但也能够使倾斜角度互为不同。并且，使平缓倾斜面部54b的倾斜角度比第一中度倾斜面部54f以及第二中度倾斜面部54h的倾斜角度小，但也能够使平缓倾斜面部54b的倾斜角度与第一中度倾斜面部54f以及第二中度倾斜面部54h的倾斜角度互为相同。

驱动凸轮50在径向外侧部分的圆周方向等间隔多个部位(图示例子中为五个部位)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呈螺旋线状的斜齿轮构成的蜗轮齿轮部57。

驱动凸轮50由电动致动器58旋转驱动。如图1及图6所示，电动致动器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的蜗轮齿轮部57中的从壳体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经由使蜗轮齿轮部57与蜗杆齿轮部61啮合而成的蜗轮蜗杆减速器由变速用马达60旋转驱动。

被驱动凸轮51被支撑为能够进行相对于驱动凸轮50的相对旋转以及轴向位移，而且伴随驱动凸轮50的旋转而沿轴向位移。在本例中，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被驱动凸轮面62，该被驱动凸轮面62是将凹部和凸部各以与驱动凸轮面54的凹部及凸部相同的数量(在本例中分别各五个)在圆周方向上交替地配置而成。如图9的(A)～图9的(D)所示，被驱动凸轮面62是从圆周方向另一侧朝向一侧(从图9的(A)～图9的(D)的下侧朝向上侧)依次重复配置第一平坦面部62a、平缓倾斜面部62b、第一底部62c、陡峭倾斜面部62d、第二平坦面部62e、第一中度倾斜面部62f、第二底部62g以及第二中度倾斜面部62h而成。

被驱动凸轮面62中的第一平坦面部62a以及第二平坦面部62e在轴向上位于最靠一侧的位置，即位于凸部的前端部，而且第一底部62c以及第二底部62g在轴向上位于最靠另一侧的位置。被驱动凸轮51的相对于与中心轴正交的假想平面所成的倾斜角度按照平缓倾斜面部62b、第一中度倾斜面部62f以及第二中度倾斜面部62h、陡峭倾斜面部62d的顺序变大。

陡峭倾斜面部62d的倾斜角度设定为，滚动体64能够以滚落的方式移动，但无法越到该陡峭倾斜面部62d上。即，陡峭倾斜面部62d的倾斜角度成为滚动体64不会因电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50而越上的大小。

平缓倾斜面部62b的倾斜角度、第一中度倾斜面部62f以及第二中度倾斜面部62h的倾斜角度均设定为，滚动体64既能够以滚落的方式移动也能够越上的大小。此外，在本例中，第一中度倾斜面部62f和第二中度倾斜面部62h使倾斜方向相反，并使倾斜角度互为相同，但也能够使倾斜角度互为不同。并且，在本例中，使平缓倾斜面部62b的倾斜角度比第一中度倾斜面部62f以及第二中度倾斜面部62h的倾斜角度小，但也能够使平缓倾斜面部62b的倾斜角度与第一中度倾斜面部62f以及第二中度倾斜面部62h的倾斜角度互为相同。

在本例中，构成被驱动凸轮面62的第一平坦面部62a、平缓倾斜面部62b、第一底部62c、陡峭倾斜面部62d、第二平坦面部62e、第一中度倾斜面部62f、第二底部62g以及第二中度倾斜面部62h的配置顺序及方向与构成驱动凸轮面54的第一平坦面部54a、平缓倾斜面部54b、第一底部54c、陡峭倾斜面部54d、第二平坦面部54e、第一中度倾斜面部54f、第二底部54g以及第二中度倾斜面部54h的配置顺序及方向在圆周方向上相反。此外，构成驱动凸轮面54的第一平坦面部54a、平缓倾斜面部54b、第一底部54c、陡峭倾斜面部54d、第二平坦面部54e、第一中度倾斜面部54f、第二底部54g以及第二中度倾斜面部54h、以及构成被驱动凸轮面62的第一平坦面部62a、平缓倾斜面部62b、第一底部62c、陡峭倾斜面部62d、第二平坦面部62e、第一中度倾斜面部62f、第二底部62g以及第二中度倾斜面部62h的圆周方向尺寸设定为，根据旋转传递状态切换装置41的模式将摩擦卡合装置40的断开、连接状态切换为适当的状态。其中，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与壳体38的固定侧外花键部45花键结合，被支撑为相对于壳体38仅能够进行轴向位移。

各滚动体64滚动自如地配置于驱动凸轮面54与被驱动凸轮面62之间。即，在本例中，伴随驱动凸轮50旋转，滚动体64的从驱动凸轮面54的第一底部54c或第二底部54g起的越上量以及从被驱动凸轮面62的第一底部62c或第二底部62g起的越上量增减，从而被驱动凸轮51沿轴向位移。在本例中，作为滚动体64，使用滚珠，但作为滚动体，也能够使用辊、圆锥滚子。

在各个卡合销52中，轴向一侧的端部无晃动地内嵌(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。

摩擦卡合装置40具有相互被支撑为能够进行轴向的相对位移的至少各一片摩擦板65以及的分离板66。摩擦卡合装置40通过将摩擦板65与分离板66相互推压而连接，而且通过释放将摩擦板65与分离板66相互推压的力而切断。在本例中，如图5及图8所示，摩擦卡合装置40具有多片摩擦板65和多片分离板66。各个摩擦板65和各个分离板66均大致呈圆环状。摩擦板65和分离板66在轴向上交替地配置。

如图9的(B)及图9的(D)、图10的(B)所示，摩擦卡合装置40使凸轮装置39的滚动体64越上驱动凸轮面54的第一平坦面部54a或第二平坦面部54e以及被驱动凸轮面62的第一平坦面部62a或第二平坦面部62e，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，基于此将摩擦板65与分离板66相互推压，从而连接。相对于此，如图9的(A)及图9的(C)、图10的(A)所示，摩擦卡合装置40使滚动体64移动到驱动凸轮面54的第一底部54c或第二底部54g以及被驱动凸轮面62的第一底部62c或第二底部62g，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，基于此释放将摩擦板65与分离板66相互推压的力，从而切断。

在本例中，摩擦卡合装置40配置于太阳轮11与行星齿轮架13之间。即，通过连接摩擦卡合装置40，分别作为旋转体的太阳轮11与行星齿轮架13一体地旋转，而且通过切断摩擦卡合装置40，太阳轮11与行星齿轮架13相互相对旋转。总之，摩擦卡合装置40作为切换太阳轮11与行星齿轮架13之间的动力传递的模式(断开、连接状态)的离合器发挥功能。

各个摩擦板65在内周面具有内花键部，而且通过使该内花键部与太阳轮11的太阳轮侧外花键部18花键卡合，被支撑为相对于太阳轮11仅能够进行轴向的位移。

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

分离板66中的最靠轴向另一侧存在的分离板66由在行星齿轮架13的筒状部27的轴向另一侧的端部卡定的挡圈67阻止向轴向另一侧的位移。

在分离板66中的最靠轴向一侧存在的分离板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对摩擦卡合装置40和被驱动凸轮51在轴向上向相互分离的方向弹性地施力。在本例中，弹性部件68由碟形弹簧构成。其中，弹性部件68也能够由螺旋弹簧等构成。

如图8所示，摩擦卡合装置40具备复位弹簧70，该复位弹簧70使摩擦板65与分离板66相互分离，向释放相互推压摩擦板65和分离板66的力的方向弹性地施力。在本例中，复位弹簧70架设在最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66之间，而且向使最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66相互分离的方向弹性地施力。

即，摩擦卡合装置40由所谓常开型的离合器构成：在单体的状态下，在停止了对电动致动器58的通电的状态下切断，而且基于对电动致动器58通电，扩大驱动凸轮50与被驱动凸轮51的轴向间隔，从而连接。其中，在将摩擦卡合装置40组装于动力传递路径切换装置5的状态下，在驱动凸轮面54设置第一平坦面部54a以及第二平坦面部54e和/或使由驱动凸轮50的蜗轮齿轮部57和蜗杆59的蜗杆齿轮部61构成的蜗轮蜗杆减速器具有自锁功能，从而在停止对电动致动器58的通电后，也能够将摩擦卡合装置40维持为连接状态。

旋转传递状态切换装置41具有相互同轴地配置的第一部件71以及第二部件72。旋转传递状态切换装置41至少具有：无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都允许第一部件71相对于第二部件72的旋转的自由模式；以及无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都阻止第一部件71相对于第二部件72的旋转的锁定模式。并且，旋转传递状态切换装置能够具有单向离合模式：仅允许第一部件71相对于第二部件72向预定方向的旋转，而且阻止第一部件71相对于第二部件72向与上述预定方向相反的方向的旋转。

并且，第一部件71和上述第二部件72中的一方的部件能够在圆周方向多个部位具有卡合凹部78。在该情况下，旋转传递状态切换装置41能够具备：模式选择部，其在圆周方向多个部位具有沿径向或轴向突出的突出部96；第一爪部件73，其具有被第一部件71和第二部件72中的另一方的部件枢轴支承的第一基部89以及从该第一基部89朝向圆周方向一侧伸出的第一卡合爪90；第二爪部件74，其具有被第一部件71和第二部件72中的另一方的部件枢轴支承的第二基部92以及从该第二基部92朝向圆周方向另一侧伸出的第二卡合爪93；第一爪施力部件75，其对第一卡合爪90向与卡合凹部78卡合的方向弹性地施力；以及第二爪施力部件76，其对第二卡合爪93向与卡合凹部78卡合的方向弹性地施力。

在本例的旋转传递状态切换装置41中，如图11～图14所示，在第一部件71具备卡合凹部78，在第二部件72具备第一爪部件73、第二爪部件74、第一爪施力部件75以及第二爪施力部件76。并且，上述模式选择部由选择板77构成。

第一部件71在外周面的圆周方向多个部位具有卡合凹部78。即，第一部件71在外周面具有在圆周方向上交替地配置卡合凹部78和凸部79而成的齿轮状的凹凸部80。并且，第一部件71在内周面具有内花键部81。第一部件71通过使内花键部81与齿圈12的齿圈侧外花键部23花键卡合，被支撑为不能相对于齿圈12相对旋转。即，第一部件71与齿圈12一体地旋转。

第二部件72以与第一部件71同轴且能够相对于第一部件71相对旋转的方式被支撑在第一部件71的周围。即，第二部件72的内周面经由间隙与第一部件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通过使外花键部82与壳体38的固定侧内花键部46花键卡合，被支撑为不能相对于壳体38相对旋转。

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

基部83具有在圆周方向上交替地配置的各多个(图示例子中为六个)的第一保持凹部85以及第二保持凹部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。在从轴向一侧观察时，弹簧保持部87a具有长轴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的大致矩形的开口形状。台座部88a在从轴向一侧观察时具有大致圆形的开口形状，与弹簧保持部87a的圆周方向另一侧(图13的顺时针方向后侧)相邻地配置。

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具有相对于包含第二部件72的中心轴的假想平面而与第一保持凹部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。在从轴向一侧观察时，弹簧保持部87b具有长轴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上配置的大致矩形的开口形状。台座部88b在从轴向一侧观察时具有大致圆形的开口形状，与弹簧保持部87a的圆周方向一侧相邻地配置。

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，以能够进行将与第二部件72的中心轴平行的枢轴作为中心的摆动的方式被支撑(枢轴支承)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朝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(能够相对于卡合凹部78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，以能够进行将与第二部件72的中心轴平行的枢轴作为中心的摆动的方式被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朝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施加第一爪部件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上的作用力。具体而言，第一爪施力部件75由螺旋弹簧等弹性部件构成，以弹性地被压缩后的状态保持在第一保持凹部85的弹簧保持部87a的底面(朝向径向内侧的面)与第一卡合爪90的径向外侧面之间。

第二爪施力部件76对第二爪部件74的第二卡合爪93向与第一部件71的卡合凹部78卡合的方向弹性地施力。即，第二爪施力部件76对第二爪部件74施加第二爪部件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上的作用力。具体而言，第二爪施力部件76由螺旋弹簧等弹性部件构成，以弹性地被压缩后的状态保持在第二保持凹部86的弹簧保持部87b的底面(朝向径向内侧的面)与第二卡合爪93的径向外侧面之间。

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

基部94在径向中间部的圆周方向等间隔多个部位(图示例子中为五个部位)具有在轴向一侧面开口的板侧卡合孔95。卡合销52的轴向另一侧的端部无晃动地内嵌(卡合)于各个板侧卡合孔95。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个部位具有朝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地配置突出部96和凹部而成的齿轮状的凹凸部97。在本例中，突出部96构成沿模式选择部的径向突出的突出部。也能够取而代之地，将环状凸部91自身由在轴向另一侧面在圆周方向上交替地配置向轴向突出的突出部和凹部而成的齿轮状的凹凸部构成，从而在基部94的轴向另一侧面的径向中间部的圆周方向多个部位具有朝向轴向另一侧突出的突出部。或者，也能够采用如下结构：选择板77构成为能够沿轴向移动，使从基部的轴向另一侧面的径向中间部朝向轴向另一侧遍及整周突出的环状凸部的轴向位置位移。

第一部件71、第二部件72以及选择板77由盖体98以及挡圈99以能够相对旋转而不能轴向的相对位移(在轴向上不会意外地分离)的方式组合，从而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，通过螺纹固定将圆环状的盖体98支撑固定于第二部件72的轴向另一侧面，并使盖体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，阻止第一部件71相对于第二部件72向轴向另一侧的位移。

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接近对置，在该状态下，将挡圈99卡定于第二部件72的圆筒部84的内周面的轴向一侧的端部。由此，阻止第一部件71以及选择板77相对于第二部件72向轴向一侧的位移。

在本例的旋转传递状态切换装置41中，第二部件72被支撑固定为相对于壳体38不能相对旋转以及进行轴向的位移。具体而言，在第二部件72的外周面(基部83以及圆筒部84的外周面)具备的外花键部82与壳体38的固定侧内花键部46花键卡合，而且由卡定于壳体38的外径侧筒部43的内周面的一对挡圈101a、101b从轴向两侧夹持第二部件72以及盖体98(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能够向两个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、以及仅允许第一部件71相对于第二部件72向预定方向的旋转的单向离合模式。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的旋转来切换第一爪部件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，能够切换自由模式、锁定模式以及单向离合模式。

＜自由模式＞

在自由模式中，使第一卡合爪90以及第二卡合爪93被突出部96按压而不与卡合凹部78卡合，从而无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，都允许第一部件71相对于第二部件72的旋转。更具体而言，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，如图15的(A)所示，由突出部96克服第一爪施力部件75的弹力朝向径向外侧上推第一卡合爪90，而且克服第二爪施力部件76的弹力朝向径向外侧上推第二卡合爪93。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93的卡合脱离。在该状态下，无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，都允许第一部件71相对于第二部件72的旋转。即，无论第一部件71的旋转方向如何，都允许第一部件71相对于壳体38的旋转。并且，无论齿圈12的旋转方向如何，都允许齿圈12相对于壳体38的旋转。

＜锁定模式＞

在锁定模式中，使第一卡合爪90以及第二卡合爪93不被突出部96按压而与卡合凹部78卡合，从而无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，都阻止第一部件71相对于第二部件72的旋转。更具体而言，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，如图15的(B)所示，使突出部96位于在圆周方向上从第一爪部件73的第一卡合爪90以及第二爪部件74的第二卡合爪93偏离的部分。即，在圆周方向上，使凹凸部97中的凹部与第一卡合爪90以及第二卡合爪93的相位一致。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93卡合。在该状态下，无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何，都阻止第一部件71相对于第二部件72的旋转。即，无论第一部件71的旋转方向如何，都阻止第一部件71相对于壳体38的旋转。

＜单向离合模式＞

在单向离合模式中，基于使上述模式选择部旋转或轴向位移，第一卡合爪90和第二卡合爪93中的一方的卡合爪不被突出部96按压而与卡合凹部78卡合，而且第一卡合爪90和第二卡合爪93中的另一方的卡合爪被突出部96按压而不与卡合凹部78卡合，从而仅允许第一部件71相对于第二部件72向预定方向的旋转，而且阻止第一部件71相对于第二部件72向与上述预定方向相反的方向的旋转。

更具体而言，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，如图15的(C)所示，由突出部96克服第二爪施力部件76的弹力朝向径向外侧仅上推第二卡合爪93。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪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，仅允许第一部件71相对于第二部件72向上述预定方向(图15的(C)的顺时针方向)的旋转，而且阻止向与上述预定方向相反的方向(图15的(C)的逆时针方向)的旋转。

即，若第一部件71欲要相对于第二部件72向上述预定方向旋转，则由凹凸部80的凸部79克服第一爪施力部件75的弹力向径向外侧上推第一卡合爪90。其结果，允许第一部件71向上述预定方向的旋转。相对于此，在第一部件71欲相对于第二部件72向与上述预定方向相反的方向旋转的情况下，由于卡合凹部78与第一卡合爪90的卡合，阻止第一部件71向与上述预定方向相反的方向的旋转。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基于由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50来使被驱动凸轮51沿轴向位移，从而切换摩擦卡合装置40的断开、连接状态，与此同时，通过调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位来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：第一模式，其连接摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式；第二模式，其切断摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式；第三模式，其在摩擦卡合装置40从切断状态向连接状态切换的过程中确立，使旋转传递状态切换装置41成为单向离合模式；第四模式，其切断摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式；以及第五模式，其连接摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式。以下，说明各个模式。

＜第一模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换为第一模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此连接摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9的(B)所示，使滚动体64越上驱动凸轮面54的第一平坦面部54a以及被驱动凸轮面62的第一平坦面部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以及推力滚动轴承69，朝向轴向另一侧按压最靠轴向一侧存在的分离板66。其结果，摩擦板65与分离板66相互推压，从而连接摩擦卡合装置40(摩擦卡合装置40的紧固力变大)，太阳轮11与行星齿轮架13一体地旋转。

如上所述，在连接摩擦卡合装置40的同时，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，基于此，如图15的(A)所示，由突出部96朝向径向外侧上推第一卡合爪90，而且朝向径向外侧上推第二卡合爪93。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93的卡合脱离，旋转传递状态切换装置41切换为无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都允许第一部件71相对于第二部件72的旋转的自由模式。

＜第二模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换为第二模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此切断摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9的(A)所示，使滚动体64移动至驱动凸轮面54的第一底部54c以及被驱动凸轮面62的第一底部62c，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，释放摩擦板65与分离板66相互按压的力。其结果，利用复位弹簧70的作用，最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66的间隔扩大，从而切断摩擦卡合装置40(摩擦卡合装置40的紧固力丧失)。

如上所述，在切断摩擦卡合装置40的同时，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，基于此，如图15的(B)所示，使突出部96位于在圆周方向上从第一爪部件73的第一卡合爪90以及第二爪部件74的第二卡合爪93偏离的部分。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93卡合，旋转传递状态切换装置41切换为无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都阻止第一部件71相对于第二部件72的旋转的锁定模式。

＜第三模式＞

本例的动力传递路径切换装置5构成为，在从第二模式向第一模式切换的中途切换为第三模式。即，在本例中，上述控制装置能够具有在摩擦卡合装置40从切断状态向连接状态的切换中使旋转传递状态切换装置41成为单向离合模式的功能。

更具体而言，在摩擦卡合装置40从切断状态向连接状态的切换中，基于驱动凸轮50的旋转，如图9的(A)至图9的(B)所示，滚动体64越上驱动凸轮面54的平缓倾斜面部54b以及被驱动凸轮面62的平缓倾斜面部62b。然后，伴随滚动体64的从驱动凸轮面54的第一底部54c起的越上量以及从被驱动凸轮面62的第一底部62c起的越上量逐渐增大，摩擦板65与分离板66相互按压的力逐渐变大(摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大)。此时，摩擦板65和分离板66一边使摩擦板65的轴向两侧面与分离板66的轴向两侧面相互滑动(滑动接触)，一边向相同方向旋转，从而逐渐变成同一步调(旋转速度逐渐一致)。

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，在将摩擦卡合装置40从切断状态开始向连接状态切换之前，即，在使摩擦板65与分离板66相互按推压的力开始增大之前，旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式。为了将旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式，如图15的(C)所示，由突出部96克服第二爪施力部件76的弹力朝向径向外侧仅上推第二卡合爪93。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相对于第二部件72向上述预定方向(图15的(C)的预定方向)的旋转，而且阻止向与上述预定方向相反的方向的旋转。

在本例中，基于驱动凸轮50的旋转，在旋转传递状态切换装置41向单向离合器的模式切换完成的同时，开始摩擦卡合装置40的从切断状态向连接状态的切换，由此动力传递路径切换装置5切换为第三模式。

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

＜第四模式＞

为了将本例的动力传递路径切换装置5切换为第四模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此来切断摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9的(C)所示，使滚动体64移动至驱动凸轮面54的第二底部54g以及被驱动凸轮面62的第二底部62g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，释放摩擦板65与分离板66相互推压的力。其结果，利用复位弹簧70的作用，最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66的间隔扩大，从而切断摩擦卡合装置40(摩擦卡合装置40的紧固力丧失)。

如上所述，在切断摩擦卡合装置40的同时，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，基于此，如图15的(A)所示，由突出部96朝向径向外侧上推第一卡合爪90，而且朝向径向外侧上推第二卡合爪93。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93的卡合脱离，旋转传递状态切换装置41切换为无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都允许第一部件71相对于第二部件72的旋转的自由模式。

＜第五模式＞

为了将动力传递路径切换装置5切换为第五模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此来连接摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式。

即，基于驱动凸轮50的旋转，如图9的(D)所示，使滚动体64越上驱动凸轮面54的第二平坦面部54e以及被驱动凸轮面62的第二平坦面部62e，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，通过使摩擦板65与分离板66相互推压，来经由弹性部件68以及推力滚动轴承69朝向轴向另一侧按压最靠轴向一侧存在的分离板66。其结果，通过使摩擦板65与分离板66相互推压，来连接摩擦卡合装置40，阻止太阳轮11相对于行星齿轮架13的相对旋转。

如上所述，在连接摩擦卡合装置40的同时，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，基于此，如图15的(B)所示，使突出部96位于在圆周方向上从第一爪部件73的第一卡合爪90以及第二爪部件74的第二卡合爪93偏离的部分。由此，第一部件71的卡合凹部78与第一卡合爪90以及第二卡合爪93卡合，旋转传递状态切换装置41切换为无论第一部件71与第二部件72的相对旋转方向如何都阻止第一部件71相对于第二部件72的旋转的锁定模式。

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，如图16所示，能够切换为输入部件2与输出部件3之间的减速比较小的(减速比为1的)低减速比模式和减速比比该低减速比模式的减速比大的高减速比模式。并且，二级变速器1在从高减速比模式向低减速比模式切换的中途，经由减速比切换模式。另外，二级变速器1也能够切换为在输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩的空档模式以及锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式。以下，说明各个情况。

＜低减速比模式＞

为了将二级变速器1切换为低减速比模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此将动力传递路径切换装置5切换为连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为自由模式的第一模式。若动力传递路径切换装置5切换为第一模式，则如图4的(A)所示，基于摩擦卡合装置40连接，太阳轮11与行星齿轮架13一体地旋转，而且基于旋转传递状态切换装置41切换为自由模式，允许齿圈12相对于壳体38的旋转。在这样的低减速比模式中，太阳轮11、齿圈12以及行星齿轮架13的旋转方向及旋转速度相同，成为行星齿轮机构4整体一体地旋转的所谓贴附状态。因此，输入部件2的动力经由依次通过输入部件2、行星齿轮架13、以及输出部件3的路径而传递至输出部件3。

这样，在低减速比模式中，输入部件2的动力不减速地直接传递至输出部件3。即，在低减速比模式中，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，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此将动力传递路径切换装置5切换为切断摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的第二模式。若动力传递路径切换装置5切换为第二模式，则如图4的(B)所示，基于摩擦卡合装置40切断，太阳轮11与行星齿轮架13能够相对旋转，而且基于旋转传递状态切换装置41切换为锁定模式，阻止齿圈12相对于壳体38的旋转。在这样的高减速比模式中，输入部件2的动力经由依次通过输入部件2、太阳轮11、进行自转运动的小齿轮14、基于与齿圈12的啮合而进行公转运动的小齿轮14、行星齿轮架13、以及输出部件3的路径而传递至输出部件3。

这样，在高减速比模式中，输入部件2的动力由行星齿轮机构4减速而传递至输出部件3。此外，高减速比模式中的输入部件2与输出部件3之间的减速比由齿圈12与太阳轮11的齿轮比(齿圈12的齿轮部24的齿数/太阳轮11的齿轮部19的齿数)决定。

如上所述，在本例的二级变速器1中，由一个电动致动器58旋转驱动一个驱动凸轮50，基于此，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、连接状态以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之间的减速比切换为高低的两个阶段。具体而言，例如，向输入部件2输入的动力在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、混合动力汽车仅将电动马达作为驱动源而行驶时的加速性能以及高速性能接近使上述的图32的实线a中比点P靠左侧的部分与点划线b中比点P靠右侧的部分连续那样的特性亦即图32中虚线c所示的汽油发动机车。

尤其，在本例的动力传递路径切换装置5中，对电动致动器58的变速用马达60通电，经由蜗杆59使驱动凸轮50旋转，基于此来切换摩擦卡合装置40的断开、连接状态以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，不需要用于控制离合器、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，能够简化系统而降低成本，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，由一个电动致动器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、连接状态和旋转传递状态切换装置41的模式。其中，在实施本公开的动力传递路径切换装置的情况下，也能够由不同的致动器进行摩擦卡合装置的断开、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＞

在输入部件2向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切换的中途，使动力传递路径切换装置5成为第三模式，由此本例的二级变速器1切换为减速比切换模式。

在减速比切换模式中，基于旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式，仅允许齿圈12相对于壳体38向上述预定方向的旋转，而且阻止向与上述预定方向相反的方向的旋转。

并且，在减速比切换模式中，基于摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大，太阳轮11的旋转与行星齿轮架13的旋转逐渐变成同一步调。在输入部件2向正转方向的旋转中，若摩擦卡合装置40的紧固力逐渐变大，太阳轮11的旋转与行星齿轮架13的旋转逐渐变成同一步调，则在与上述预定方向相反的方向上对旋转传递状态切换装置41的第二部件72施加的扭矩逐渐减少。此外，在减速比切换模式中，旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式，因此即使在与上述预定方向相反的方向上对第二部件72施加扭矩，第二部件72也不会旋转。

当在与上述预定方向相反的方向上对第二部件72施加的扭矩逐渐减少而成为0之后，若对第二部件72施加的扭矩的方向反转(对第二部件72施加上述预定方向的扭矩)，则在这一瞬间，允许第二部件72向上述预定方向的旋转。因此，根据本例的二级变速器1，能够抑制基于模式切换的变速冲击，并且能够抑制二级变速器1的扭矩损失。参照图17及图18对其理由进行说明。

图17示出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具备切换太阳轮11和行星齿轮架13能够相对旋转的状态与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能够旋转的状态与不能旋转的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采用了通过使摩擦板65a与分离板66a推压或分离来切换断开、连接状态的第二摩擦卡合装置40b，来代替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。

比较例的动力传递路径切换装置5z由电动致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沿轴向位移，基于此来切换第一摩擦卡合装置40a与第二摩擦卡合装置40b的断开、连接状态。第一被驱动凸轮51a和第二被驱动凸轮51b伴随驱动凸轮50z的旋转以互为不同的相位位移(在轴向上相互向相反方向位移(进退))。

在组装有比较例的动力传递路径切换装置5z的二级变速器中，在从减速比较大的高减速比模式向减速比较小的低减速比模式切换的过程中，如图18所示，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，若第二摩擦卡合装置40b的紧固力逐渐变小而变得不充足，则齿圈12被小齿轮14的公转拖曳，在齿圈12与壳体38之间产生扭矩的损失。

并且，即使在组装有比较例的动力传递路径切换装置5z的二级变速器中，伴随第一摩擦卡合装置40a的紧固力逐渐变大，太阳轮11的旋转与行星齿轮架13的旋转变成同一步调，当在与上述预定方向相反的方向上对齿圈12施加的扭矩逐渐减少而成为0之后，对齿圈12施加的扭矩的方向反转。然而，在比较例的动力传递路径切换装置5z中，对齿圈12施加的扭矩的方向反转，在小齿轮14的公转方向与齿圈12的旋转方向一致的瞬间，第二摩擦卡合装置40b的紧固力无法充分地变大。因此，齿圈12相对于壳体38被拖曳，在齿圈12与壳体38之间产生扭矩的损失。

相对于此，在本例的二级变速器1中，为了基于驱动凸轮50的旋转而从高减速比模式向低减速比模式切换，在将摩擦卡合装置40从切断状态向连接状态开始切换之前，使旋转传递状态切换装置41成为单向离合模式。因此，为了将摩擦卡合装置40从切断状态向连接状态切换而使摩擦卡合装置40的紧固力逐渐增大，基于此使太阳轮11的旋转与行星齿轮架13的旋转逐渐成为同一步调，从而在对齿圈12施加的扭矩的方向反转的瞬间，能够允许齿圈12向上述预定方向的旋转。因此，能够抑制基于模式切换的变速冲击，并且能够抑制二级变速器1的扭矩损失。

此外，在摩擦卡合装置40的紧固力是不产生摩擦板65与分离板66的卡合部的扭矩的损失的程度的大小的状态下，减速比切换模式中的输入部件2与输出部件3之间的减速比与高减速比模式中的减速比相同。另一方面，在摩擦卡合装置40的紧固力增大至能够在摩擦板65与分离板66的抵接部处不产生滑动地传递扭矩的程度的大小的状态下，与低减速比模式中的减速比相同，即为1。另一方面，在摩擦卡合装置40的紧固力是在摩擦板65与分离板66的抵接部处产生滑动的程度的状态下，输入部件2与输出部件3之间的减速比成为与输入扭矩的大小、旋转速度等对应的值。

在输入部件2向正转方向旋转的状态下，且在从高减速比模式向减速比切换模式的切换中，在与上述预定方向相反的方向上对旋转传递状态切换装置41的第二部件72施加扭矩。此处，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模式切换的中途也被阻止。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中的减速比相同。

在输入部件2向正转方向旋转的情况下，且从减速比切换模式向低减速比模式的切换中，在上述预定方向上对旋转传递状态切换装置41的第二部件72施加扭矩。此处，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模式向自由模式切换的中途也被允许。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中的减速比相同。

并且，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在汽车的后退时，车辆几乎不会高速行驶。因此，在输入部件2向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切换时，缺少在动力传递路径切换装置5中选择减速比切换模式的必要性。并且，在从低减速比模式向高减速比模式切换时，车辆主要处于减速状态。在该状态下，由于不进行从输入部件2向输出部件3的动力传递，所以缺少在动力传递路径切换装置5中选择减速比切换模式的必要性。

＜空档模式＞

为了将二级变速器1切换为空档模式，由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，基于此将动力传递路径切换装置5切换为切断摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为自由模式的第四模式。若动力传递路径切换装置5切换为第四模式，则基于摩擦卡合装置40切断，太阳轮11与行星齿轮架13能够相对旋转，而且基于旋转传递状态切换装置41切换为自由模式，允许齿圈12相对于壳体38的旋转。在这样的空档模式中，输入部件2与输出部件3相互空转，在该输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩。

＜驻车锁定模式＞

而且，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切换为驻车锁定模式，由电动致动器58向图9的(A)～图9的(D)中箭头α所示的方向旋转驱动驱动凸轮50，基于此将动力传递路径切换装置5切换为连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的第五模式。若动力传递路径切换装置5切换为第五模式，则基于摩擦卡合装置40连接，阻止太阳轮11相对于行星齿轮架13的相对旋转，而且基于旋转传递状态切换装置41切换为锁定模式，阻止齿圈12相对于壳体38的旋转。其结果，锁定输出部件3(以及输入部件2)的旋转。

尤其，在本例中，在将二级变速器1切换为驻车锁定模式时，如图16所示，在连接摩擦卡合装置40之后，在将摩擦卡合装置40维持为连接状态下将旋转传递状态切换装置41切换为锁定模式。

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。在车辆即将完全停止之前，二级变速器1以低减速比模式、高减速比模式、减速比切换模式以及空档模式中的任一模式(通常，由于在停止前处于低速行驶或惯性行驶中，所以以高减速比模式或空档模式)运转。无论二级变速器1以哪一个模式运转，在车辆完全停止且变速杆选择为P档等的情况下，首先，都由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50，使凸轮装置39成为图9的(D)的状态，从而连接摩擦卡合装置40。如图16中箭头β所示，动力传递路径切换装置5使摩擦卡合装置40连接，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式。

从该状态起，使驱动凸轮50进一步向相同方向α旋转，调整选择板77相对于第二部件72在圆周方向上的相位，将旋转传递状态切换装置41从自由模式经过单向离合模式而切换为锁定模式。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维持为连接状态。这样，将动力传递路径切换装置5切换为连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的第五模式，从而将二级变速器1切换为驻车锁定模式。

再有，在本例中，当从驻车锁定模式解除二级变速器1时，在将旋转传递状态切换装置41维持为锁定模式的状态下切断摩擦卡合装置40，从而将二级变速器1切换为高减速比模式。

为此，通过由电动致动器58使驱动凸轮50向图9的(A)～图9的(D)中箭头α所示的方向(与从切断状态向连接状态切换摩擦卡合装置40时的驱动凸轮50的旋转方向相同的方向)旋转，来使滚动体64从驱动凸轮面54的第二平坦面部54e以及被驱动凸轮面62的第二平坦面部62e以滚落的方式在陡峭倾斜面部54d、62d移动，之后移动至第一底部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，释放摩擦板65与分离板66相互推压的力。其结果，利用复位弹簧70的作用，最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66的间隔扩大，从而切断摩擦卡合装置40。在将摩擦卡合装置40从连接状态向切断状态切换的期间，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切换为切断摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的第二模式，从而将二级变速器1切换为高减速比模式。

如上所述，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、减速比切换模式以及空档模式中的任一模式切换为驻车锁定模式之后、解除驻车锁定模式而向高减速比模式切换的期间，使驱动凸轮50向相同方向α旋转驱动。

在本例中，在将二级变速器1切换为驻车锁定模式时，在连接摩擦卡合装置40之后，将旋转传递状态切换装置41切换为锁定模式。因此，在车辆行驶中，能够防止二级变速器1意外地切换为驻车锁定模式。以下说明其理由。

假设在车辆的行驶中，错误地将变速杆放入P档等，在输出部件3旋转的状态下欲将二级变速器1切换为驻车锁定模式，在该情况下，首先，基于驱动凸轮50的旋转，动力传递路径切换装置5如图16中箭头β所示，即动力传递路径切换装置5切换为连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为自由模式的状态。在该状态下，与二级变速器1切换为低减速比模式的情况相同，行星齿轮机构4成为所谓贴附状态，相对于齿圈12被支撑的第一部件71也与输出部件3向相同方向以相同速度旋转。

为了从该状态起将动力传递路径切换装置5切换为第五模式，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在圆周方向上的相位。由此，使突出部96位于在圆周方向上从第一爪部件73的第一卡合爪90以及第二爪部件74的第二卡合爪93偏离的部分。在该状态下，第一卡合爪90以及第二卡合爪93分别因第一爪施力部件75以及第二爪施力部件76的弹力而朝向径向内侧位移，欲要与卡合凹部78卡合。然而，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以及第二卡合爪93被第一部件71的凸部79妨碍向径向内侧的位移而不与卡合凹部78。由此，能够防止在输出部件3的旋转中旋转传递状态切换装置41向锁定模式切换，从而在车辆行驶中，能够防止二级变速器1意外地切换为驻车锁定模式。

在本例中，当从驻车锁定模式解除二级变速器1时，在将旋转传递状态切换装置41维持为锁定模式的状态下切断摩擦卡合装置40，从而将二级变速器1切换为高减速比模式。因此，即使在从对输出部件3施加较大的扭矩的状态起解除驻车锁定模式的情况下，也能够防止解除所需的力变得过大。以下说明其理由。

在使车辆停止在坡道，将变速杆切换为P档，使驻车制动器动作之前，若解除行车制动器(脚踏式制动器)、或者驻车制动器的制动不充分，则伴随驱动轮欲要旋转，输出部件3也欲要旋转(对输出部件3施加转矩)。若对输出部件3施加转矩，则经由行星齿轮架13以及小齿轮14也对齿圈12施加转矩，而且也对齿圈12所支撑的第一部件71施加转矩。由此，第一部件71的卡合凹部78的圆周方向侧面被第一卡合爪90或第二卡合爪93的前端部强力地推压。

假设从该状态起，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，从而在欲要解除二级变速器1的驻车锁定模式的情况下，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，一边朝向径向外侧上推第一卡合爪90或第二卡合爪93。因此，为了解除二级变速器1的驻车锁定模式需要较大的力，并且需要使用输出较大的马达来作为变速用马达60。

相对于此，在本例中，在将旋转传递状态切换装置41维持为锁定模式的状态下，基于驱动凸轮50的旋转使被驱动凸轮51沿轴向位移，切断摩擦卡合装置40，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施加了较大的扭矩的状态起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，例如即使在车辆搭载最大装载量且以陡峭的坡度停车的状态下，也能够解除二级变速器1的驻车锁定模式。

在本例中，将驱动凸轮面54的陡峭倾斜面部54d以及被驱动凸轮面62的陡峭倾斜面部62d的倾斜角度设为滚动体64不会因电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50而越上的大小。因此，当将二级变速器1设为高减速比模式且使车辆低速行驶时，即使在产生某些故障等的情况下，也能够防止二级变速器1切换为驻车锁定模式。

如上所述，根据本例的二级变速器1，能够兼顾在车辆行驶中意外地切换为驻车锁定模式的防止和驻车锁定的解除性能的确保。

并且，由于本例的二级变速器1具备在输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩的空档模式，所以能够提高搭载有二级变速器1的电动汽车的耗电性能。以下说明其理由。

例如，作为以电动马达为驱动源的电动汽车，考虑用一个电动马达旋转驱动一对前轮使之而且用另一个电动马达旋转驱动一对后轮的动力分散型的四轮驱动方式。当用这样的电动汽车在市区行驶时，为了提高耗电性能，考虑仅旋转驱动一对前轮和一对后轮中的一方(例如一对前轮)，以两轮驱动行驶。此时，若未被旋转驱动的另一方(例如一对后轮)保持与电动马达以能够传递扭矩的方式连接不变的话，则在该电动马达中产生由拖曳导致的损失，从而产生耗电性能降低的问题。

本例的二级变速器1具备在输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩的空档模式。因此，当用动力分散型的四轮驱动方式的电动汽车以两轮驱动行驶时，通过使在一对前轮和一对后轮中未被旋转驱动的一对车轮(例如一对后轮)与电动马达之间搭载的二级变速器1成为空档模式，将一对车轮与电动马达在动力方面切断。由此，能够防止产生由电动马达的拖曳导致的损失，从而能够提高耗电性能。

并且，即使在车辆的行驶中断开加速器而进行惯性行驶的情况下，通过使二级变速器1成为空档模式，也能够将驱动轮与驱动源在动力方面切断，能够延长惯性行驶的行驶距离。换言之，能够使惯性行驶时的速度降低平缓。其结果，能够提高搭载二级变速器1的车辆(电动汽车)的耗电性能。

根据本例的二级变速器1，如上所述，在驱动轮与驱动源之间不设置专用的离合器装置就能够实现能够根据需要将驱动轮与驱动源在动力方面切断的构造。因此，能够使电动汽车的驱动系统的结构简易，能够降低制造成本。

并且，在本例的二级变速器1中，如图16所示，将在输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩的空档模式配置于输入部件2与输出部件3之间的减速比较小的低减速比模式和锁定输出部件3的旋转的驻车锁定模式之间。换言之，本例的二级变速器1能够仅从低减速比模式或驻车锁定模式切换为空档模式，不能从高减速比模式(以及减速比切换模式)直接(不经由低减速比模式或驻车锁定模式地)切换为空档模式。

具体而言，在本例中，驱动凸轮面54中的在选择空档模式时滚动体64所处的第二底部54g在圆周方向上位于在选择低减速比模式时滚动体64所处的第一平坦面部54a与在驻车锁定时滚动体64所处的第二平坦面部54e之间。即，在本例的二级变速器1中，若使驱动凸轮50向图9的(A)～图9的(D)中箭头α所示的方向旋转，则依次切换为低减速比模式、空档模式、以及驻车锁定模式。

在第二底部54g与第一平坦面部54a之间配置有第二中度倾斜面部54h，而且在第二底部54g与第二平坦面部54e之间配置有第一中度倾斜面部54f。其中，第一中度倾斜面部54f是在空档模式和低减速比模式的切换中滚动体64移动的部分，第二中度倾斜面部54h是在空档模式和驻车锁定模式的切换中滚动体64移动的部分，在模式的切换完成的状态下，滚动体64不位于第一中度倾斜面部54f或第二中度倾斜面部54h。

如上所述，在本例的二级变速器1中，由于将空档模式配置于低减速比模式与驻车锁定模式之间，所以例如为了在高速行驶中转成惯性行驶，在将二级变速器1切换为空档模式时，能够防止对电动马达施加过大的负荷。接下来说明其理由。

例如，考虑将空档模式配置于和低减速比模式相比减速比较大的高减速比模式与驻车锁定模式之间的构造。在该构造中，当切换为空档模式时，经由高减速比模式和驻车锁定模式的任一个。

假设在以低减速比模式高速行驶中，为了转成惯性行驶，在切换为空档模式时，在欲要经由驻车锁定模式的情况下，若输出部件3以预定以上的速度旋转，则旋转传递状态切换装置41的第一卡合爪90以及第二卡合爪93向径向内侧的位移被阻碍而不会与卡合凹部78卡合，因此车轮不会锁定。其中，当第一部件71的凸部79弹开第一卡合爪90以及第二卡合爪93时，有可能产生异响。并且，若输出部件3的旋转速度比预定值小，则有可能车轮锁定。这样看来，当在车辆的行驶中将二级变速器1切换为空档模式的情况下，不推荐经由驻车锁定模式。

另一方面，若在切换为空档模式时经由高减速比模式，则电动马达的转数突然变高和/或变得过高，有可能对该电动马达施加过大的负荷，从而不推荐。

在本例的二级变速器1中，由于将空档模式配置于低减速比模式与驻车锁定模式之间，所以当在车辆的行驶中将二级变速器1切换为空档模式时，能够从低减速比模式切换为空档模式。因此，当切换为空档模式时，能够防止电动马达的转数突然变高或变得过高而对该电动马达施加过大的负荷的情况。

在本例的动力传递路径切换装置5中，在最靠轴向一侧存在的分离板66与被驱动凸轮51之间配置有弹性部件68。因此，能够由弹性部件68吸收动力传递路径切换装置5的组装误差、伴随摩擦板65以及分离板66的磨损产生的偏离。因此，控制按压被驱动凸轮51的力(被驱动凸轮51相对于最靠轴向一侧存在的分离板66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。

在本例中，在将动力传递路径切换装置5切换为第一模式或第五模式且连接有摩擦卡合装置40的状态下，滚动体64越上驱动凸轮面54的第一平坦面部54a或第二平坦面部54e。因此，根据本例的动力传递路径切换装置5，在模式切换完成后，即使停止对变速用马达60的通电，也能够将摩擦卡合装置40维持为连接状态，从这一方面看也能够提高耗电性能。

除了具备驱动凸轮面54的第一平坦面部54a以及第二平坦面部54e之外，还使由驱动凸轮50的蜗轮齿轮部57和蜗杆59的蜗杆齿轮部61构成的蜗轮蜗杆减速器具有自锁功能，从而即使在停止对变速用马达60的通电后，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，但在实施本公开的第一个方式的二级变速器的情况下，不限定于此，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，并将动力传递路径切换装置配置于输出部件的周围。或者，也能够将行星齿轮机构和/或动力传递路径切换装置配置为与输入部件或输出部件在径向上不重叠。无论如何，都能够与各个结构相对应地适当变更各个构件的形状。

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。其中，在实施本公开的动力传递路径切换装置的情况下，不限定于本例的结构，凸轮装置只要能够基于驱动凸轮的旋转来使被驱动凸轮沿轴向位移即可，能够采用各种结构。例如，也能够使驱动凸轮所具备的驱动凸轮面与被驱动凸轮所具备的被驱动凸轮面直接滑动接触。

在本例中，在旋转传递状态切换装置41中，在第一部件71的周围配置有第二部件72，并将第一爪部件73以及第二爪部件74支撑为能够相对于第二部件72摆动。其中，在实施本公开的情况下，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即可，没有特别限定。例如，将第一爪部件以及第二爪部件支撑为能够相对于配置于径向内侧的第一部件摆动，或者能够将第一部件和第二部件配置为在轴向上对置。

[第一例的变形例]

使用图19对本公开的实施方式的第一例的变形例进行说明。

本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向预定方向的旋转的单向离合模式。即，本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能够向两个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，调整选择板77的突出部96在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构成为能够切换为自由模式和锁定模式这两个模式。

由于本变形例的二级变速器1不具有单向离合模式，所以由一个电动致动器58旋转驱动一个驱动凸轮50，基于此切换高减速比模式、低减速比模式、空档模式、驻车锁定模式。在本变形例中，当从高减速比模式向低减速比模式切换时，在将旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换为自由模式之后，将摩擦卡合装置40从切断状态切换为连接状态。

即使在本变形例中，若切断摩擦卡合装置40，而且使旋转传递状态切换装置41成为自由模式，来将二级变速器1切换为空档模式，则输入部件2与输出部件3相互空转，在该输入部件2与输出部件3之间不传递扭矩。并且，若连接摩擦卡合装置40而且使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式来将二级变速器1切换为驻车锁定模式，则锁定输出部件3(以及输入部件2)的旋转。

在本变形例中，通过在连接状态与切断状态之间切换摩擦卡合装置40，而且在两个模式间切换旋转传递状态切换装置41，能够将二级变速器1切换为高减速比模式、减速比切换模式、低减速比模式、空档模式、驻车锁定模式。因此，根据本变形例的二级变速器1，与第一例的二级变速器1相比，能够简化控制。

[第二例]

使用图20～图22对本公开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的转数减速地传递至选择板77a的减速器102。即，本例的动力传递路径切换装置5a不具备如第一例那样架设在驱动凸轮50与选择板77之间的卡合销52，构成为经由减速器102将驱动凸轮50a的旋转传递至选择板77a。

减速器102具有驱动凸轮50a所具备的凸轮侧齿轮部103、选择板77a所具备的板侧齿轮部104、以及二级齿轮105。

驱动凸轮50a构成为大致圆环板状，具备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整周突出的圆筒部107。而且，驱动凸轮50a在圆筒部107的外周面遍及整周地具有凸轮侧齿轮部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整周突出的环状凸部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。在本例中，选择板77a在小径部130的外周面遍及整周地具有板侧齿轮部104。在本例中，板侧齿轮部104具有比凸轮侧齿轮部103的节圆直径大的节圆直径，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、以及与板侧齿轮部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的节圆直径大的节圆直径，而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：中心轴110，其相对于壳体38a被支撑；以及主体部分111，其旋转自如地被支撑在中心轴110的周围，在轴向一侧部分的外周面遍及整周地具有第一齿轮部108，而且在轴向另一侧部分的外周面遍及整周地具有第二齿轮部109。

根据本例的动力传递路径切换装置5a，即使不使用特别高的输出的装置作为变速用马达60，也能够充分地确保旋转传递状态切换装置41a的允许负荷扭矩。与第一例的动力传递路径切换装置5比较地说明其理由。

在第一例的动力传递路径切换装置5中，为了充分地确保旋转传递状态切换装置41的允许负荷扭矩，增加第一爪部件73以及第二爪部件74的数量是有效的。其中，在增加第一爪部件73以及第二爪部件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。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，为了充分地确保被驱动凸轮51向轴向的位移量(行程)来充分地确保摩擦卡合装置40的紧固力，需要增大驱动凸轮面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相对于与凸轮装置39的中心轴正交的假想平面所成的倾斜角度(导程角)。然而，在加大了平缓倾斜面部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之间顺畅地滚动，需要使用输出较高的装置作为变速用马达60。

相对于此，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每旋转一圈的选择板77a的旋转角度比驱动凸轮50a每旋转一圈的被驱动凸轮51的旋转角度小。因此，即使在为了充分地确保旋转传递状态切换装置41a的允许负荷扭矩而增加了第一爪部件73以及第二爪部件74的数量的情况下，也不需要为了充分地确保被驱动凸轮51向轴向的位移量而加大平缓倾斜面部54b和/或平缓倾斜面部62b的倾斜角度。总之，不需要使用特别高的输出的装置作为变速用马达60。第二例的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的(A)～图28对本公开的实施方式的第三例进行说明。在本例中，从第一例的凸轮装置39的构造的基础上变更构成控制装置的凸轮装置39a的构造。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)、多个(图示例子中为三个)滚动体64a。尤其，在本例中，作为滚动体64a使用辊。并且，凸轮装置39a具有锁定脱离防止机构123，该锁定脱离防止机构123防止从连接摩擦卡合装置40(参照图2及图5等)并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的状态即使二级变速器1成为驻车锁定模式的状态起，在保持连接摩擦卡合装置40的状态下旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式的状态。

驱动凸轮50b构成为中空圆形板状，在轴向另一侧面的径向内侧部分具有驱动凸轮面54，该驱动凸轮面54是在圆周方向上交替地配置各相同数量的凹部和凸部而成。并且，驱动凸轮50b在径向外侧部分的圆周方向等间隔多个部位具有在轴向另一侧面开口的凸轮侧卡合孔56，而且在外周面具有蜗轮齿轮部57。而且，驱动凸轮50b在轴向另一侧面的径向中间部的圆周方向多个部位(图示例子中为三个部位)具有朝向轴向另一侧突出的突起112。

突起112具有在从径向观察时大致呈直角三角形的侧面形状。即，突起112在圆周方向一侧面具有在圆周方向上向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偏离的部分大致正交的限位面部112b。

驱动凸轮50b经由角接触球轴承53，旋转自如且不能轴向位移地被支撑在壳体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。

被驱动凸轮51c构成为大致中空圆形板状，在径向外侧部分的圆周方向多个部位(图示例子中为圆周方向等间隔三个部位)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具备作为沿径向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在圆周方向多个部位(图示例子中为三个部位)具有比在圆周方向两侧相邻的部分更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入的凹部118。矩形平板状的限位片119以能够进行以基端部为中心的摆动的方式被支撑在凹部118。更具体而言，限位片119的基端部以能够进行以枢轴为中心的摆动的方式被支撑在凹部118的内表面，其中，枢轴沿以被驱动凸轮51c的中心轴为中心的放射方向伸长。并且，在凹部118的底面与限位片119之间夹持有施力部件120。由此，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对限位片119的前端部弹性地进行施力。此外，施力部件120能够由螺旋弹簧、板簧、橡胶等其它弹性体等构成。

被驱动凸轮51c通过使在内周面具备的被驱动侧内花键部63与壳体38的固定侧外花键部45花键卡合，被支撑为相对于壳体38仅能够进行轴向位移。

滚动体64a分别具有圆筒形状，经由圆柱状的支撑轴121和多个滚柱122被支撑为相对于被驱动凸轮51c的支撑板部114a、114b自转自如。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上的外侧的端部)内嵌固定于径向外侧的支撑板部114a的支撑孔115，而且支撑轴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上的内侧的端部)内嵌固定于径向内侧的支撑板部114b的支撑凹部116。多个滚柱122滚动自如地被夹持在滚动体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被被驱动凸轮51c支撑为自如地进行以自转轴C为中心的旋转(自转)，其中，自转轴C朝向以被驱动凸轮51c的中心轴为中心的放射方向。

在滚动体64a被被驱动凸轮51c支撑的状态下，滚动体64a的轴向另一侧部分配置于矩形孔113的内侧。并且，各个滚动体64a的外周面与在驱动凸轮50b的轴向另一侧面具备的驱动凸轮面54滚动接触。

在本例中，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自转轴C为中心的旋转(自转)，其中，自转轴C朝向以被驱动凸轮51c的中心轴为中心的放射方向。因此，使驱动凸轮50b旋转，基于此能够使被驱动凸轮51c可靠地沿轴向位移。即，在第一例的凸轮装置39中，由于使用滚珠作为滚动体64，所以在使驱动凸轮50旋转后的情况下，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。当在滚动体64的表面与驱动凸轮面54和/或被驱动凸轮面62的滚动接触部产生了滑动的情况下，有可能被驱动凸轮51无法沿轴向位移，或者无法充分地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，使用具有圆筒形状的辊作为滚动体64a，而且滚动体64a自转自如地被在使用时不旋转的被驱动凸轮51c支撑。因此，在使驱动凸轮50b旋转后的情况下，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，并且使驱动凸轮50b旋转，基于此能够可靠地使被驱动凸轮51c沿轴向位移。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。

在本例中，在驱动凸轮50b设有突起112，限位片119被被驱动凸轮51c支撑能够摆动，而且由施力部件120对限位片119的前端部进行施力。因此，防止从连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的状态起，在保持连接摩擦卡合装置40状态下旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换为单向离合模式的状态。

即，在变速杆选择为P档等而将二级变速器1(参照图1及图2等)切换为驻车锁定模式的状态下，若对驱动凸轮50b施加从锁定模式向单向离合模式切换旋转传递状态切换装置41的方向上的力，则如图28中双点划线所示，驱动凸轮50b所具备的突起112的限位面部112b与被驱动凸轮51c所支撑的限位片119的前端部抵接。其结果，防止驱动凸轮50b相对于被驱动凸轮51c进一步旋转，防止旋转传递状态切换装置41切换为单向离合模式。

总之，在本例中，由突起112、限位片119以及施力部件120构成锁定脱离防止机构123，该锁定脱离防止机构123防止从连接摩擦卡合装置40并使旋转传递状态切换装置41成为锁定模式的状态起在保持连接摩擦卡合装置40下旋转传递状态切换装置41从锁定模式切换为单向离合模式的状态。

另一方面，为了将二级变速器1切换为驻车锁定模式，在连接有摩擦卡合装置40的状态下，将旋转传递状态切换装置41从单向离合模式切换为锁定模式时，如图28中箭头所示，驱动凸轮50b所具备的突起112一边由平缓倾斜面部112a克服施力部件120的弹力而按压限位片119的基端侧部分，一边越过限位片119。这样，允许驱动凸轮50b相对于被驱动凸轮51c在将旋转传递状态切换装置41从单向离合模式向锁定模式切换的方向上旋转。

此外，也能够在驱动凸轮50b所具备的突起112的限位面部112b与被驱动凸轮51c所支撑的限位片119的前端部抵接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，来切换摩擦卡合装置40的断开、连接状态、旋转传递状态切换装置41的模式、以及二级变速器1的模式。此处，基于来自编码器的信息和/或变速用马达60的步数等来控制驱动凸轮50b的旋转相位。

然而，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的旋转相位而推断出的旋转传递状态切换装置41的模式与实际的旋转传递状态切换装置41的模式产生偏离。这样的偏离伴随时间的经过而增大。

因此，在将二级变速器1切换为驻车锁定模式的状态下，通过使驱动凸轮50b所具备的突起112的限位面部112b与被驱动凸轮51c所支撑的限位片119的前端部抵接，修正驱动凸轮50b的零点，能够抑制上述偏离的增大。第三例的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对本公开的实施方式的第四例进行说明。在本例中，通过研究驱动凸轮50(参照图2、图5～图7及图9等)所具备的驱动凸轮面54的形状，防止从使二级变速器1(参照图1及图2等)成为驻车锁定模式的状态起，摩擦卡合装置40意外地切断、或者旋转传递状态切换装置41意外地切换为单向离合模式。

具体而言，在驱动凸轮面54的第一平坦面部54a中的在使二级变速器1成为驻车锁定模式的状态下滚动体64所存在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具有由基于电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50而滚动体64越过凸部124的程度的轴向高度。

根据本例，在将二级变速器1切换为驻车锁定模式的状态下，若施加欲要使驱动凸轮50旋转的力，则滚动体64与凸部124干涉(钩挂)。由此，防止滚动体64的意外的滚动，从而防止摩擦卡合装置40意外地切断、或者旋转传递状态切换装置41意外地切换为单向离合模式。

此外，也能够代替驱动凸轮50的驱动凸轮面54，或者除了驱动凸轮面54之外还在被驱动凸轮51的被驱动凸轮面62具备用于防止滚动体64的意外的滚动的凸部124。并且，本例的构造也能够与第三例的锁定脱离防止机构123组合来实施。第四例的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的(B)对本公开的实施方式的第五例进行说明。在本例的二级变速器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使用所谓常闭型的离合器：在单体的状态下，在停止对电动致动器58(参照图1及图2)的通电的状态下连接，而且基于对电动致动器58通电来扩大驱动凸轮50与被驱动凸轮51的轴向间隔从而切断，并且，将摩擦卡合装置40c配置于太阳轮11与齿圈12之间。

摩擦卡合装置40c具有各多片的摩擦板65以及分离板66。摩擦板65分别被支撑为相对于太阳轮11仅能够进行轴向的位移。各个分离板66被支撑为相对于齿圈12仅能够进行轴向的位移。

摩擦卡合装置40c构成为，由凸轮装置39经由按压部件125朝向轴向一侧按压最靠轴向另一侧存在的分离板66、或者解除按压的力来切换断开、连接状态。按压部件125具有相对于输入部件2旋转自如地被支撑在该输入部件2的周围的筒状部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能够经由推力滚动轴承69a朝向轴向另一侧按压按压部件125。在凸缘部127的轴向另一侧面与固定于壳体38(参照图1及图2)的部分之间夹持有弹性部件129。弹性部件129朝向轴向一侧对按压部件125弹性地进行施力。弹性部件129能够由碟形弹簧、螺旋弹簧等构成。并且，板按压部128的前端部(轴向一侧的端部)与最靠轴向另一侧存在的分离板66的轴向另一侧面对置。

摩擦卡合装置40c通过基于由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50而使被驱动凸轮51沿轴向位移来切换断开、连接状态。

为了连接摩擦卡合装置40c，如图31的(A)所示，使滚动体64移动到驱动凸轮面54的底部54i以及被驱动凸轮面62的底部62i，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，利用弹性部件129的作用，朝向轴向一侧弹性地按压按压部件125，并且由板按压部128的前端部朝向轴向一侧按压最靠轴向另一侧存在的分离板66。由此，摩擦板65与分离板66相互推压，从而连接摩擦卡合装置40c(摩擦卡合装置40c的紧固力变大)。

为了切断摩擦卡合装置40c，如图31的(B)所示，使滚动体64移动到驱动凸轮面54的平坦面部54j以及被驱动凸轮面62的平坦面部62j，从而使被驱动凸轮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。其结果，由被驱动凸轮51，克服弹性部件129的弹力而朝向轴向另一侧按压按压部件125。由此，释放摩擦板65与分离板66相互推压的力，利用复位弹簧70(参照图8)的作用，最靠轴向一侧存在的分离板66与最靠轴向另一侧存在的分离板66的间隔扩大，从而切断摩擦卡合装置40c(摩擦卡合装置40c的紧固力丧失)。

在本例中，也基于由电动致动器58旋转驱动驱动凸轮50来使被驱动凸轮51沿轴向位移，从而切换摩擦卡合装置40c的断开、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、连接状态以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切换为低减速比模式、高减速比模式、减速比切换模式、以及驻车锁定模式。

在本例中，作为摩擦卡合装置40c，使用常闭型的离合器，从而容易实现二级变速器1a的高效化以及小型化。此外，也能够在本例的二级变速器1a中应用第三例的锁定脱离防止机构123和/或第四例的凸部124。并且，构成驱动凸轮面54的底部54i和平坦面部54j的个数、配置、将上述底部54i与平坦面部54j连接的倾斜面部的倾斜角度、构成被驱动凸轮面62的底部62i和平坦面部62j的个数、配置、将上述底部62i与平坦面部62j连接的倾斜面部的倾斜角度等根据切换摩擦卡合装置40c的断开、连接状态的时机而适当决定。第五例的其它部分的结构及作用效果与第一例相同。

本公开的实施方式的第一例～第五例在不产生矛盾的范围内能够组合来实施。

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—太阳轮，12—齿圈，13—行星齿轮架，14—小齿轮，15—小径筒部，16—大径筒部，17—凸缘部，18—太阳轮侧外花键部，19—齿轮部，20—小径筒部，21—大径筒部，22—圆环部，23—齿圈侧外花键部，24—齿轮部，25a、25b—齿环部，26—柱部，27—筒状部，28a、28b—圆孔，29—行星齿轮架侧内花键部，30—支撑轴，31—主体部分，32—径向滚针轴承，33—齿轮部，34a、34b—挡圈，35—间隔件，36a、36b—推力轴承，37—压板，38—壳体，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—推力滚针轴承，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—角接触球轴承，54—驱动凸轮面，54a—第一平坦面部，54b—平缓倾斜面部，54c—第一底部，54d—陡峭倾斜面部，54e—第二平坦面部，54f—第一中度倾斜面部，54g—第二底部，54h—第二中度倾斜面部，54i—底部，54j—平坦面部，56—凸轮侧卡合孔，57—蜗轮齿轮部，58—电动致动器，59—蜗杆，60—变速用马达，61—蜗杆齿轮部，62—被驱动凸轮面，62a—第一平坦面部，62b—平缓倾斜面部，62c—第一底部，62d—陡峭倾斜面部，62e—第二平坦面部，62f—第一中度倾斜面部，62g—第二底部，62h—第二中度倾斜面部，62i—底部，62j—平坦面部，63—被驱动侧内花键部，64、64a—滚动体，65、65a—摩擦板，66、66a—分离板，67—挡圈，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—挡圈，101a、101b—挡圈，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—滚柱，123—锁定脱离防止机构，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 (19)

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，其具有相互被支撑为能够进行轴向的相对位移的至少各一片的摩擦板以及分离板，通过将上述摩擦板与上述分离板相互推压而连接，而且通过释放将上述摩擦板与上述分离板相互推压的力而切断；

旋转传递状态切换装置，其具有相互同轴地配置的第一部件以及第二部件，而且至少具有：无论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的自由模式；以及无论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的锁定模式；以及

控制装置，其具有：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式时，在连接上述摩擦卡合装置之后，在将该摩擦卡合装置维持为连接状态下将上述旋转传递状态切换装置切换为上述锁定模式的功能；以及切断上述摩擦卡合装置并将上述旋转传递状态切换装置切换为上述自由模式的状态的功能。

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：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，在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切断上述摩擦卡合装置。

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：在切断上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，防止在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上述摩擦卡合装置从切断状态切换为连接状态。

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单向离合模式：仅允许上述第一部件相对于上述第二部件向预定方向的旋转，而且阻止上述第一部件相对于上述第二部件向与上述预定方向相反的方向的旋转。

5.根据权利要求4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：在上述摩擦卡合装置从切断状态向连接状态的切换中和/或在上述摩擦卡合装置从连接状态向切断状态的切换中，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，

上述控制装置具有如下功能：在连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态下，防止在保持连接了上述摩擦卡合装置的状态下上述旋转传递状态切换装置意外地从上述锁定模式切换为上述自由模式或上述单向离合模式。

7.根据权利要求1～6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轴向位移的驱动凸轮，基于该驱动凸轮的旋转来切换上述摩擦卡合装置的断开、连接状态以及上述旋转传递状态切换装置的模式。

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，

若使上述驱动凸轮向一个方向旋转，则依次切换为连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述自由模式的状态、切断上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述自由模式的状态、以及连接上述摩擦卡合装置并使上述旋转传递状态切换装置成为上述锁定模式的状态。

9.根据权利要求7或8所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置具有具备上述驱动凸轮以及被驱动凸轮的凸轮装置，上述被驱动凸轮被支撑为能够相对于上述驱动凸轮相对旋转以及轴向位移，而且伴随该驱动凸轮的旋转而沿轴向位移。

10.根据权利要求9所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述控制装置使上述驱动凸轮旋转，基于此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，来连接上述摩擦卡合装置，而且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，来切断上述摩擦卡合装置。

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，而且向使该被驱动凸轮与该摩擦卡合装置相互分离的方向弹性地施力。

12.根据权利要求9～11中任一项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被夹持在上述驱动凸轮与上述被驱动凸轮之间的多个滚动体。

13.根据权利要求12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，而且被上述被驱动凸轮支撑为自如地进行以上述自转轴为中心的旋转。

14.根据权利要求1～13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个部位具有卡合凹部，

上述旋转传递状态切换装置具备：

模式选择部，其在圆周方向多个部位具有向径向或轴向突出的突出部；

第一爪部件，其具有被上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件枢轴支承的第一基部、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，其具有被上述第一部件和上述第二部件中的另一方的部件枢轴支承的第二基部、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与上述卡合凹部卡合的方向弹性地施力。

15.根据从属于权利要求7～13中任一项的权利要求14所述的动力传递路径切换装置，其特征在于，

上述模式选择部伴随上述驱动凸轮的旋转而旋转或沿轴向位移。

16.根据权利要求15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。

17.根据权利要求1～16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对上述摩擦板与上述分离板向相互分离的方向弹性地施力的复位弹簧。

18.一种二级变速器，其特征在于，具备：

输入部件；

输出部件，其与上述输入部件同轴地配置；

行星齿轮机构，其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；以及

动力传递路径切换装置，其切换上述输入部件与上述输出部件之间的动力传递路径，

上述动力传递路径切换装置是权利要求1～17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：

太阳轮，其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；

齿圈，其与上述太阳轮同轴地配置于上述太阳轮的周围；

行星齿轮架，其与上述太阳轮同轴地配置，而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；以及

多个小齿轮，其与上述太阳轮和上述齿圈啮合，而且被上述行星齿轮架支撑为自如地进行以自身的中心轴为中心的旋转，

上述摩擦板和上述分离板中的一方被支撑为相对于上述太阳轮或上述输入部件能够进行轴向的相对位移而且不能相对旋转，

上述摩擦板和上述分离板中的另一方被支撑为相对于上述行星齿轮架或上述输出部件能够进行轴向的相对位移而且不能相对旋转，

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相对旋转，

并且，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相对旋转。

19.根据权利要求18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15、从属于权利要求15的权利要求16、或者从属于权利要求15或权利要求16的权利要求17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致动器。