具体实施方式

(第一实施方式)

以下说明本发明的第一实施方式。

图1是说明第一实施方式的动力传递装置1的图。

图2是动力传递装置1的反转齿轮5周围的放大图。

如图1所示，动力传递装置1具有：电动机2、变速机构3、将变速机构3的输出旋转传递给差动装置6的反转齿轮5、将所传递的旋转传递给驱动轴8(8A、8B)的差动装置6。

在动力传递装置1中，沿着电动机2的输出旋转的传递路径设有变速机构3、反转齿轮5、差动装置6、驱动轴8(8A、8B)。

电动机2的输出旋转由变速机构3变速后，由反转齿轮5减速而传递给差动装置6。在差动装置6中，所传递的旋转经由驱动轴8(8A、8B)传递给搭载有动力传递装置1的车辆的左右驱动轮(未图示)。在图1中，驱动轴8A与搭载有动力传递装置1的车辆的左轮可传递旋转地连接，并且驱动轴8B与右轮可传递旋转地连接。

在此，变速机构3与电动机2的下游连接，反转齿轮5与变速机构3的下游连接，差动装置6与反转齿轮5的下游连接，驱动轴8(8A、8B)与差动装置6的下游连接。

在本实施方式中，由电动机外壳10、外侧罩11、内侧罩12、外侧壳体13、内侧壳体14构成动力传递装置1的主体壳体9。

而且，由电动机外壳10、外侧罩11和内侧罩12构成电动机2的壳体(第一壳体部件)。

由外侧壳体13和内侧壳体14构成收纳反转齿轮5和差动装置6的壳体(第二壳体部件)。

在此，在电动机外壳10的内径侧，在外侧罩11与内侧罩12之间形成的空间Sa成为收纳电动机2的电动机室。

如图2所示，形成于外侧壳体13与内侧壳体14之间的空间由设置于内侧壳体14的分隔壁142划分为收纳反转齿轮5和差动装置6的空间Sb和收纳变速机构3的空间Sc。

因此，空间Sb成为收纳反转齿轮5和差动装置6的第一齿轮室，空间Sc成为收纳变速机构3的第二齿轮室。

如图1所示，电动机2具有：圆筒状的电动机轴20、外插在电动机轴20上的圆筒状的转子铁芯21、以规定间隔包围转子铁芯21的外周的定子铁芯25。

电动机轴20是具有驱动轴8B的插通孔200的筒状部件，电动机轴20外插在驱动轴8B上。

在电动机轴20的插通孔200中，长边方向的一端20a侧的连结部201和另一端20b侧的被支承部202以比旋转轴X方向上的连结部201与被支承部202之间的中间区域203大的内径形成。

连接部201的内周及被支承部202的内周由外插于驱动轴8B的滚针轴承NB、NB支承。

在该状态下，电动机轴20相对于驱动轴8B可相对旋转地设置。

如图2所示，在电动机轴20，轴承B1外插固定在从一端20a向另一端20b侧(图中左侧)离开的位置的外周。

轴承B1被设置在电动机轴20的外周的台阶部205限制向转子铁芯21侧(图中左侧)的移动。

轴承B1的外周由位于内侧罩12的内径侧的电动机支承部121支承。在该状态下，轴承B1被设置在电动机支承部121的内周的台阶部121a限制向与转子铁芯21相反侧(图中右侧)的移动。

因此，在电动机轴20，从转子铁芯21观察，远离一端20a侧的位置的外周经由轴承B1由内侧罩12的圆筒状的电动机支承部121可旋转地支承。

如图1所示，在电动机轴20，在另一端20b侧的被支承部202的外周外插固定有轴承B1。

电动机轴20的另一端20b侧经由轴承B1由外侧罩11的圆筒状的电动机支承部111可旋转地支承。

在以规定间隔包围转子铁芯21的外周的电动机外壳10中，在旋转轴X方向的一端10a和另一端10b设置有密封圈SL、SL。电动机外壳10的一端10a通过设置于该一端10a的密封圈SL与内侧罩12的环状的接合部120无间隙地接合。

电动机外壳10的另一端10b通过设置在该另一端10b上的密封圈SL与外侧罩11的环状接合部110无间隙地接合。

在该状态下，内侧罩12侧的电动机支承部121在后述的线圈端253a的内径侧与转子铁芯21的一端部21a隔开旋转轴X方向的间隙而相对配置。

而且，外侧罩11侧的电动机支承部111在后述的线圈端253b的内径侧与转子铁芯21的另一端部21b隔开旋转轴X方向的间隙相对配置。

在电动机外壳10的内侧，在外侧罩11侧的电动机支承部111与内侧罩12侧的电动机支承部121之间配置有转子铁芯21。

转子铁芯21是将多个硅钢板层叠而形成的，各个硅钢板以与电动机轴20的相对旋转被限制的状态外插在电动机轴20上。

从电动机轴20的旋转轴X方向观察，硅钢板形成环状，在硅钢板的外周侧，未图示的N极和S极的磁铁在绕旋转轴X的周向上交替设置。

旋转轴X方向上的转子铁芯21的一端部21a由电动机轴20的大径部204定位。转子铁芯21的另一端部21b由压入电动机轴20的挡块23定位。

定子铁芯25是将多个电磁钢板层叠而形成的，各个电磁钢板具有：固定在电动机外壳10的内周的环状的磁轭部251、和从磁轭部251的内周向转子铁芯21侧突出的齿部252。

在本实施方式中，采用将绕组253跨越多个齿部252而分布卷绕的结构的定子铁芯25，定子铁芯25的旋转轴X方向的长度比转子铁芯21的旋转轴X方向的长度仅长出向旋转轴X方向突出的线圈端253a、253b的量。

另外，也可以采用在向转子铁芯21侧突出的多个齿部252的每一个上集中卷绕绕组的结构的定子铁芯。

如图2所示，电动机轴20的一端20a向变速机构3侧(图中右侧)贯通内侧罩12的电动机支承部121而位于空间Sc内。

在电动机支承部121的内周设置有唇形密封件RS。

唇形密封件RS密封电动机支承部121的内周与电动机轴20的外周之间的间隙。

唇形密封件RS用于划分电动机外壳10的内径侧的空间Sa和内侧壳体14的内径侧的空间Sc，以阻止油OL从空间Sc侧进入空间Sa内而设置。

图3是说明变速机构3的图。

在空间Sc内配置有变速机构3。

变速机构3具有：行星齿轮组4、离合器47和带式制动器49。

行星齿轮组4具有：太阳轮41、齿圈42、小齿轮43、小齿轮轴44和行星齿轮架45。

行星齿轮组4的构成元件(太阳轮41、齿圈42、小齿轮43、小齿轮轴44、行星齿轮架45)设置在离合器鼓48的外壁部481的内径侧。

离合器47具有：花键嵌合于齿圈42的外周的驱动盘471(内径侧摩擦片)、花键嵌合于离合器鼓48的外壁部481的内周的从动盘472(外径侧摩擦片)、设置为沿旋转轴方向可移动的活塞475。

离合器鼓48具有：外壁部481、圆板部480、内壁部482、连结部483。

外壁部481呈以规定间隔包围旋转轴X的筒状。圆板部480从外壁部481的差动装置6侧(图中右侧)的端部向内径侧延伸。圆板部480的内径侧的区域成为向远离行星齿轮组4的方向凹陷的凹部480a。

内壁部482形成为以规定间隔包围旋转轴X的筒状。内壁部482从圆板部480的内径侧的端部向行星齿轮组4侧(图中左侧)延伸，内壁部482的前端与太阳轮41和小齿轮43的啮合部分隔开旋转轴X方向的间隙而相对。

连结部483呈以规定间隔包围旋转轴X的圆筒状。连结部483的长边方向的基端部483a与内壁部482的前端侧的内周连结。

连结部483在上述的电动机轴20的连结部201的延长线上，向接近电动机2的方向(图中为左方向)直线状延伸。连结部483的前端483b位于比外壁部481更靠近电动机2侧。

由外壁部481、圆板部480、内壁部482、连结部483构成的离合器鼓48朝向电动机2侧设有开口，行星齿轮组4的太阳轮41花键嵌合在位于内径侧的连结部483的外周。

在行星齿轮组4中，齿圈42位于太阳轮41的外径侧。齿圈42具有：以规定间隔包围太阳轮41的外周的周壁部421、从周壁部421的电动机2侧的端部向内径侧延伸的圆板部422、从圆板部422的内径侧的端部向电动机2侧延伸的连结部423。

连结部423呈以规定间隔包围旋转轴X的环状，在连结部423的内周花键嵌合有电动机轴20的一端20a侧的连结部201。

在比连结部423更位于外径侧的周壁部421中，小齿轮43的外周与位于太阳轮41的外径侧的区域的内周啮合。

小齿轮43与齿圈42侧的周壁部421的内周和太阳轮41的外周啮合。

支承小齿轮43的小齿轮轴44沿着与旋转轴X平行的轴线X3的方向设置。小齿轮轴44的一端和另一端由构成行星齿轮架45的一对侧板部451、452支承。

侧板部451、452在轴线X3方向上隔开间隔相互平行地设置。

位于电动机2侧的一方侧板部452比另一方侧板部451更延伸至旋转轴X侧。在侧板部452的内径侧的端部452a一体地形成有以规定间隔包围旋转轴X的筒状的连结部453。

连结部453比电动机轴20的连结部201更使旋转轴X侧(内径侧)沿旋转轴X向远离电动机2的方向延伸。

连结部453从电动机2侧向差动装置6侧横穿太阳轮41的内径侧而设置，连结部453在离合器鼓48的内壁部482的内径侧与中空轴50的连结部501的内周花键嵌合。

离合器47的从动盘472花键嵌合在离合器鼓48的外壁部481的内周。离合器47的驱动盘471花键嵌合在齿圈42的周壁部421的外周。

驱动盘471和从动盘472交替地设置在齿圈42的周壁部421与离合器鼓48的外壁部481之间。

由弹性挡环474定位的保持板473位于驱动盘471和从动盘472交替设置的区域的电动机2侧，活塞475的按压部475a位于差动装置6侧。

活塞475的内径侧的基部475b设置在比外径侧的按压部475a更远离行星齿轮组4的位置。活塞475的内径侧的基部475b内插于在旋转轴X方向上邻接的圆板部480的内径侧的凹部480a。

在基部475b的电动机2侧(图中左侧)的面上，从旋转轴X方向压接有由弹簧保持器476支承的弹簧Sp。

活塞475通过从弹簧Sp作用的作用力被向差动装置6侧施力。

在离合器鼓48中，在凹部480a与内壁部482的边界部设有向差动装置6侧突出的突出部484。突出部484插入轴承B3的第一支承部141的内周。在第一支承部141的内周开口有油OL的供给路141a。

在突出部484的内部设有油路484a，该油路484a用于将从第一支承部141侧供给的油OL引导到离合器鼓48的凹部480a内。

经由油路484a供给的油OL被供给到活塞475的基部475b与凹部480a之间的油室，使活塞475向电动机2侧位移。

当活塞475向电动机2侧位移时，离合器47的驱动盘471和从动盘472被把持在活塞475的按压部475a和保持板473之间。

由此，驱动盘471花键嵌合的齿圈42与从动盘472花键嵌合的离合器鼓48之间的相对旋转根据所供给的油OL的压力而被限制，最终相对旋转被限制。

进而，在离合器鼓48的外壁部481的外周卷挂有带式制动器49。当通过未图示的促动器使带式制动器49的卷挂半径变窄时，则离合器鼓48绕旋转轴X的旋转被限制。

在变速机构3中，行星齿轮组4和离合器47位于带式制动器49的内径侧。带式制动器49、行星齿轮组4、离合器47在旋转轴X的径向上重叠，从旋转轴X的径向外侧观察时，带式制动器49、行星齿轮组4、离合器47以重叠的位置关系设置。

在本实施方式的变速机构3中，行星齿轮组4的齿圈42成为电动机2的输出旋转的输入部，行星齿轮架45成为所输入的旋转的输出部。

在变速机构3中，成为通过离合器47的联接/释放、带式制动器49的动作的组合的变更来进行低速级与高速级之间的切换的规格。

变速机构3能够在低速级和高速级之间切换。

在变速机构3中，在以下的条件(a)下实现低速级，在条件(b)下实现高速级。

(a)带式制动器49：动作，离合器47：释放

(b)带式制动器49：不动作，离合器47：联接

在此，变速机构3是两级变速机构，低速级、高速级是同一旋转方向(前进级或后退级)。通过电动机2的正反转可进行前进后退的切换。

电动机2的输出旋转在利用变速机构3进行变速后，输出给连结有行星齿轮架45的连结部453的中空轴50。

如图2所示，输入由变速机构3变速后的旋转的中空轴50的长边方向的一端50a与支承差速齿轮箱60的支承部601的轴承B5隔开旋转轴X方向的间隙而设置。中空轴50的另一端50b成为与行星齿轮组4的连结部501。

连结部501的外周由介于与离合器鼓48的内壁部482之间的滚针轴承NB支承。

在中空轴50的一端50a侧的外周一体地形成有齿轮部502。在齿轮部502的两侧外插有轴承B3、B3。

一端50a侧的轴承B3由内侧壳体14侧的支承部151支承，另一端50b侧的轴承B3由内侧壳体14的第一支承部141支承。

反转齿轮5的大径齿轮52可传递旋转地与齿轮部502的外周啮合。在反转齿轮5中，大径齿轮52花键嵌合在圆筒状的中空轴部51的外周。

在中空轴部51的长边方向的一端部51a和另一端部51b上外插有轴承B4。外插在中空轴部51的一端部51a的轴承B4插入外侧壳体13的圆筒状的第二支承部135。中空轴部51的一端部51a经由轴承B4由外侧壳体13的第二支承部135可旋转地支承。

外插在中空轴部51的另一端部51b的轴承B4插入内侧壳体14的圆筒状的第二支承部145。中空轴部51的另一端部51b经由轴承B4由内侧壳体14的第二支承部145可旋转地支承。

在该状态下，反转齿轮5的中空轴部51沿着与旋转轴X平行的轴线X1设置。

在中空轴部51，从大径齿轮52观察，与一端部51a侧(图中左侧)邻接地设有停车齿轮53。

在中空轴部51，在从停车齿轮53观察向一端部51a侧(图中右侧)远离的位置设有小径齿轮部511。小径齿轮部511与中空轴部51一体地形成，并且，以比大径齿轮52的外径R1小的外径R2形成(参照图4：R1>R2)。

小径齿轮部511可传递旋转地与固定在差动装置6的差速齿轮箱60上的最终齿轮FG啮合。

图4是动力传递装置1的差动装置6周围的放大图。

在动力传递装置1中，电动机2的输出旋转经由变速机构3输入到中空轴50。输入到中空轴50的旋转经由与齿轮部502啮合的大径齿轮52输入到反转齿轮5。

在反转齿轮5，大径齿轮52和停车齿轮53花键嵌合在中空轴部51的外周，并且，小径齿轮部511与中空轴部51一体地形成。

因此，当电动机2的输出旋转被输入到反转齿轮5时，停车齿轮53和小径齿轮部511与大径齿轮52一起绕轴线X1旋转。

于是，由于小径齿轮部511可传递旋转地啮合的最终齿轮FG固定在差速齿轮箱60上，因此，差速齿轮箱60与反转齿轮5的绕轴线X1的旋转联动地绕旋转轴X旋转。

在此，在反转齿轮5，小径齿轮部511的外径R2比大径齿轮52的外径R1小(参照图4)。

而且，在反转齿轮5，大径齿轮52成为从电动机2侧传递的旋转的输入部，小径齿轮部511成为被传递的旋转的输出部。

于是，输入到反转齿轮5的旋转被大幅减速后，输出到差速齿轮箱60。

如图4所示，差速齿轮箱60形成为将轴61、锥齿轮62A、62B和侧齿轮63A、63B收纳于内部的中空状。

在差速齿轮箱60，在旋转轴X方向(图中左右方向)的两侧部设有筒状的支承部601、602。支承部601、602在远离轴61的方向上沿着旋转轴X延伸。

在差速齿轮箱60的支承部602外插有轴承B5。外插于支承部602的轴承B5由外侧壳体13的环状的第一支承部131保持。

贯通了外侧壳体13的开口部130的驱动轴8A从旋转轴X方向插入支承部602，驱动轴8A可旋转地支承于支承部602。

在开口部130的内周固定有唇形密封件RS，唇形密封件RS的未图示的唇部与驱动轴8A的外周弹性接触，由此密封驱动轴8A的外周与开口部130的内周之间的间隙。

在差速齿轮箱60的支承部601外插有轴承B5。

差速齿轮箱60的支承部601经由轴承B5由固定于内侧壳体14的支承部件15的支承部151可旋转地支承。

外插在支承部601的轴承B5由支承部件15的环状的支承部151保持。

如图1所示，支承部件15具有：从支承部151的外周向电动机2侧(图中右侧)延伸的筒状部152、和遍及整周包围筒状部152的前端侧的开口的凸缘部153。支承部件15的凸缘部153通过贯通该凸缘部153的螺栓B固定于内侧壳体14的第一支承部141。

差速齿轮箱60的支承部601经由轴承B5由支承部件15可旋转地支承。在本实施方式中，支承部件15固定于内侧壳体14。因此，差速齿轮箱60的支承部601经由轴承B5和支承部件15由作为固定侧部件的内侧壳体14支承。

如图1所示，在差速齿轮箱60的支承部601，从旋转轴X方向插入有贯通外侧罩11的开口部114的驱动轴8B。

驱动轴8B沿旋转轴X方向横穿电动机2的电动机轴20、行星齿轮组4、中空轴50的内径侧而设置，驱动轴8B的前端侧由支承部601可旋转地支承。

在外侧罩11的开口部114的内周固定有唇形密封件RS，唇形密封件RS的未图示的唇部与驱动轴8B的外周弹性接触，由此密封驱动轴8B的外周与开口部114的内周之间的间隙。

如图4所示，在差速齿轮箱60的内部，在驱动轴8(8A、8B)的前端部的外周花键嵌合有侧齿轮63A、63B，侧齿轮63A、63B和驱动轴8(8A、8B)绕旋转轴X可一体旋转地连结。

在差速齿轮箱60，在与旋转轴X正交的方向上贯通的轴孔60a、60b设置在隔着旋转轴X对称的位置。

轴孔60a、60b位于与旋转轴X正交的轴线Y上，轴61插入轴孔60a、60b中。

轴61通过销P固定于差速齿轮箱60，轴61禁止绕轴线Y自转。

轴61在差速齿轮箱60内位于侧齿轮63A、63B之间，并沿轴线Y配置。

在差速齿轮箱60内，锥齿轮62A、62B外插并可旋转地支承在轴61上。

在轴61的长边方向(轴线Y的轴向)上隔开间隔地设置有2个锥齿轮62A、62B，锥齿轮62A、62B以相互的齿部相对的状态配置。

轴61上的锥齿轮62A、62B被设置成使锥齿轮62A、62B的轴心与轴61的轴心一致。

在差速齿轮箱60内，侧齿轮63A、63B位于旋转轴X的轴向的锥齿轮62A、62B的两侧。

侧齿轮63A、63B以相互的齿部相对的状态，在旋转轴X的轴向隔开间隔地设置有2个，锥齿轮62A、62B和侧齿轮63A、63B以使相互的齿部啮合的状态组装。

对该结构的动力传递装置1的作用进行说明。

如图1所示，在动力传递装置1中，沿着电动机2的输出旋转的传递路径设置有变速机构3、反转齿轮5、差动装置6、驱动轴8(8A、8B)。

如图2所示，当通过电动机2的驱动使转子铁芯21绕旋转轴X旋转时，经由与转子铁芯21一体地旋转的电动机轴20，向变速机构3输入旋转。

在变速机构3中，行星齿轮组4的齿圈42成为旋转的输入部，行星齿轮架45成为被输入的旋转的输出部。

而且，在变速机构3中，通过带式制动器49的动作限制离合器鼓48的旋转的状态设定为比通过离合器47的动作使齿圈42和离合器鼓48一体旋转的状态更高的变速比。

即，在变速机构3中，在带式制动器49动作的状态下实现低速级，在离合器47动作的状态下实现高速级。

因此，输入到变速机构3的旋转在变速后从行星齿轮架45的连结部453输出到中空轴50。而且，输入到中空轴50的旋转经由与中空轴50的齿轮部502啮合的大径齿轮52输入到反转齿轮5。

在反转齿轮5，与中空轴50的齿轮部502啮合的大径齿轮52成为电动机2的输出旋转的输入部，与差速齿轮箱60的最终齿轮FG啮合的小径齿轮部511成为所输入的旋转的输出部。

在此，在反转齿轮5，小径齿轮部511的外径R2比大径齿轮52的外径R1小(参照图4)。

因此，输入到反转齿轮5的旋转被大幅减速后，经由小径齿轮部511啮合的最终齿轮FG输出到差速齿轮箱60(差动装置6)。

然后，差速齿轮箱60通过输入的旋转而绕旋转轴X旋转，由此驱动轴8(8A、8B)绕旋转轴X旋转。由此，电动机2的输出旋转被传递到搭载有动力传递装置1的车辆的左右驱动轮(未图示)。

在此，在动力传递装置1中，采用具备行星齿轮组4、离合器47、带式制动器49的变速机构3，利用变速机构3对电动机2的输出旋转进行变速，并传递给反转齿轮5。

在此，在啮合式的卡合装置的情况下，使用传递切换部件进行变速级的切换。因此，若变更前的变速级的花键的相位与变更后的变速级的花键相位不一致，则无法进行变速级的切换。这是因为，传递切换部件无法与变更目标的变速级的花键卡合。

与此相对，在本实施方式的变速机构3中，成为通过离合器47的联接/释放、带式制动器49的动作的组合的变更来进行低速级与高速级之间的切换的规格。因此，不会发生如啮合式的卡合装置那样无法进行变速级的切换的情况。

进而，在变速机构3中，带式制动器49相对于离合器47及行星齿轮组4在旋转轴X的径向上重叠，从旋转轴X的径向观察，带式制动器49以与离合器47及行星齿轮组4重叠的位置关系设置。因此，在动力传递装置1中，能够缩短变速机构3的部分的旋转轴X方向的长度。

而且，在动力传递装置1中，转子铁芯21的电动机轴20、反转齿轮5和驱动轴8(8A、8B)在电动机2的输出旋转的传递路径上串联配置。

而且，驱动轴8B在旋转轴X方向上贯通电动机轴20的内径侧而设置，驱动轴8B和电动机轴20设置为在共同的旋转轴X上可相对旋转。

因此，与电动机轴、反转齿轮和驱动轴设置在相互平行的不同的旋转轴上的动力传递装置、即所谓的三轴类型的动力传递装置相比，能够抑制旋转轴的径向的大小。

如上所述，本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(1)动力传递装置1具有变速机构3，该变速机构3具有：行星齿轮组4、第一卡合元件和第二卡合元件。

第一卡合元件是在变速机构为低速级时卡合的带式制动器49。

第二卡合元件是在变速机构为高速级时卡合的离合器47(多片式摩擦离合器)。

由于2个卡合元件(第一卡合元件、第二卡合元件)都是摩擦式的卡合元件，所以变速级的变更自如。

在专利文献1的有级变速机构中，传递切换部件成为与实现低速级的元件和实现高速级的元件中的一方花键卡合而实现低速级或高速级的规格。

因此，若实现高速级的元件的花键的相位与实现低速级的元件的花键的相位偏移，则无法切换传递切换部件的卡合目标，因此需要花键的相位匹配。

相对于此，在本发明中，由于采用摩擦式的卡合元件，所以不需要花键的相位对准。因此，在本发明中，在搭载有动力传递装置的车辆的停车中，不会对高速级与低速级之间的变速级的切换产生障碍。

在此，带式制动器49与离合器47相比，牵引转矩小。因此，当变速机构3在低速级时卡合带式制动器49、在高速级时卡合离合器47时，在高速级时产生的牵引转矩减少。由此，能够期待搭载有动力传递装置1的车辆的电力消耗效率的提高。

另外，离合器47与带式制动器49相比，容易进行传递转矩容量的控制，因此能够降低在搭载有动力传递装置1的车辆行驶中从低速级向高速级切换时产生的变速冲击。

这样，通过使变速机构3所具备的2个卡合元件为不同的摩擦式的卡合元件，能够降低行驶中的变速冲击，并且能够降低高速级的行驶中的摩擦。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(2)带式制动器49与行星齿轮组4在旋转轴X的径向上重叠。

从旋转轴X的径向观察，带式制动器49与行星齿轮组4重叠地配置。

通过这样构成，则能够实现动力传递装置1的旋转轴方向的缩短。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(3)带式制动器49与离合器47(多片式摩擦离合器)的从动盘472及驱动盘471在旋转轴X的径向上重叠。

从旋转轴X的径向观察，带式制动器49与从动盘472及驱动盘471重叠地配置。

通过这样构成，则能够实现动力传递装置1的旋转轴方向的缩短。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(4)带式制动器49与离合器47的活塞475在旋转轴X的径向上重叠。

从旋转轴X的径向观察，带式制动器49和活塞475重叠地配置。

通过这样构成，则能够实现动力传递装置1的旋转轴方向的缩短。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(5)离合器47(多片式摩擦离合器)的从动盘472、驱动盘471以及活塞475与带式制动器49以及行星齿轮组4在旋转轴X的径向上重叠。

从旋转轴X的径向观察，离合器47的构成元件(从动盘472、驱动盘471、活塞475)与带式制动器49及行星齿轮组4重叠地配置。

通过这样构成，则能够实现动力传递装置1的旋转轴方向的缩短。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(6)动力传递装置1具有电动机2。

变速机构3与电动机2的下游连接。

因为电动机2具有越高速旋转输出转矩越减少的倾向，所以能够降低高速级时的摩擦的该结构对于将电动机作为驱动源的动力传递装置特别适合。

(第二实施方式)

接着，说明本发明的第二实施方式。

在以下的说明中，对于与上述第一实施方式相同的部分，标注相同的符号进行表示，并且尽可能省略说明。

图5是说明第二实施方式的动力传递装置1A的图。

图6是动力传递装置1A的变速机构3A周围的放大图。

如图5所示，动力传递装置1A具有电动机2、变速机构3A、将变速机构3A的输出旋转传递到差动装置6的反转齿轮5、将传递的旋转传递到驱动轴8(8A、8B)的差动装置6。

在动力传递装置1A中，沿着电动机2的输出旋转的传递路径，设有变速机构3A、反转齿轮5、差动装置6、驱动轴8(8A、8B)。

电动机2的输出旋转由变速机构3A变速后，由反转齿轮5减速并传递给差动装置6。在差动装置6中，所传递的旋转经由驱动轴8(8A、8B)传递到搭载有动力传递装置1A的车辆的左右驱动轮(未图示)。

在此，变速机构3A与电动机2的下游连接，反转齿轮5与变速机构3A的下游连接，差动装置6与反转齿轮5的下游连接，驱动轴8(8A、8B)与差动装置6的下游连接。

在动力传递装置1A中，电动机2和变速机构3A在共同的旋转轴Xa上同轴配置。在旋转轴Xa的径向外侧，反转齿轮5的旋转轴Xb和差动装置6及驱动轴8(8A、8B)的旋转轴Xc相对于旋转轴Xa平行地设置。

动力传递装置1A是以与旋转的传递相关的旋转轴Xa、Xb、Xc相互平行的方式配置的，所谓的三轴类型的动力传递装置。

在第二实施方式的动力传递装置1A中，也由电动机外壳10、外侧罩11、内侧罩12、外侧壳体13、内侧壳体14构成动力传递装置1A的主体壳体9。

而且，由电动机外壳10、外侧罩11和内侧罩12构成电动机2的壳体(第一壳体部件)。

由外侧壳体13和内侧壳体14构成收纳变速机构3A、反转齿轮5、差动装置6的壳体(第二壳体部件)。

如图5所示，电动机2具有：圆筒状的电动机轴20、外插在电动机轴20上的圆筒状的转子铁芯21、以规定间隔包围转子铁芯21的外周的定子铁芯25。

在电动机轴20，在转子铁芯21的两侧外插有轴承B1、B1。电动机轴20经由轴承B1、B1由外侧罩11的电动机支承部111和内侧罩12的电动机支承部121可旋转地支承。

如图6所示，在电动机轴20的一端20a侧设有外径比另一端20b侧的大径部208小的连结部201。

电动机轴20的连结部201在内侧壳体14的环状的第三支承部147内，花键嵌合于变速机构3A侧的连结部423的内周。

变速机构3A具有：行星齿轮组4、离合器47和带式制动器49。

行星齿轮组4具有：太阳轮41、齿圈42、小齿轮43、小齿轮轴44和行星齿轮架45。

行星齿轮组4的构成元件(太阳轮41、齿圈42、小齿轮43、小齿轮轴44、行星齿轮架45)设置在离合器鼓48的外壁部481的内径侧。

离合器47具有：花键嵌合于齿圈42的外周的驱动盘471(内径侧摩擦片)、花键嵌合于离合器鼓48的外壁部481的内周的从动盘472(外径侧摩擦片)、设置为沿旋转轴Xa方向可移动的活塞475。

离合器鼓48具有：外壁部481、圆板部480、内壁部482、连结部483。

外壁部481呈以规定间隔包围旋转轴Xa的筒状。圆板部480从外壁部481的与电动机2相反侧(图中左侧)的端部向内径侧延伸。在圆板部480的内径侧的端部设有内壁部482。

内壁部482形成为以规定间隔包围旋转轴Xa的筒状。内壁部482从圆板部480的内径侧的端部向电动机2侧(图中右侧)延伸，内壁部482的前端位于带式制动器49的内径侧。

连结部483呈以规定间隔包围旋转轴Xa的圆筒状。连结部483的长边方向的基端部483a与内壁部482的前端侧的内周连结。

连结部483向接近电动机2的方向(图中的右方向)直线状延伸。

由外壁部481、圆板部480、内壁部482、连结部483构成的离合器鼓48朝向电动机2侧设有开口。

内壁部482的内周经由滚针轴承NB由支承轴30的外周支承。

如图5所示，支承轴30是小径部301和大径部302在旋转轴Xa方向排列而一体地形成的轴状部件，以沿着旋转轴Xa的方向配置。

支承轴30与电动机轴20同轴配置。如图6所示，在支承轴30中位于电动机2侧(图中右侧)的大径部302中，在与电动机轴20的相对部开口有能够容纳电动机轴20的收纳孔302a。

设置在电动机轴20的前端的轴部424插入到收纳孔302a中。外插在轴部424上的滚针轴承NB与收纳孔302a的内周相接，支承轴30和电动机轴20在收纳孔302a的部分可相对旋转地卡合。

在大径部302的电动机2侧的端部一体地形成有圆板状的凸缘部303。凸缘部303以与旋转轴Xa正交的方向设置，凸缘部303的外周到达离合器鼓48的连结部483的侧方。

行星齿轮组4的太阳轮41花键嵌合在连结部483的外周。

在行星齿轮组4中，齿圈42位于太阳轮41的外径侧。齿圈42具有：以规定间隔包围太阳轮41的外周的周壁部421；从周壁部421的电动机2侧的端部向内径侧延伸的圆板部422；从圆板部422的内径侧向电动机2侧延伸的连结部423；以及从圆板部422的内径侧的端部向电动机2的相反侧延伸的轴部424。

在位于比轴部424靠外径侧的周壁部421中，小齿轮43的外周与位于太阳轮41的外径侧的区域的内周啮合。

小齿轮43与齿圈42侧的周壁部421的内周和太阳轮41的外周啮合。

支承小齿轮43的小齿轮轴44以沿着与电动机2的旋转轴Xa平行的轴线X3的方向设置。小齿轮轴44的一端和另一端由构成行星齿轮架45的一对侧板部451、452支承。

侧板部451、452在轴线X3方向上隔开间隔相互平行地设置。

位于电动机2侧的一方的侧板部452比另一方的侧板部451更延伸至旋转轴Xa侧。侧板部452的内径侧的端部452a与支承轴30侧的凸缘部303的外周连结。

齿圈42的周壁部421呈以规定间隔包围旋转轴Xa的环状，在周壁部421的外周花键嵌合有离合器47的驱动盘471。离合器47的从动盘472花键嵌合在离合器鼓48的外壁部481的内周。

驱动盘471和从动盘472交替地设置在齿圈42的周壁部421与离合器鼓48的外壁部481之间。

由弹性挡环474定位的保持板473位于驱动盘471和从动盘472交替设置的区域的电动机2侧，活塞475的按压部475a位于电动机2的相反侧。

活塞475具有以与旋转轴Xa正交的方向设置的基部475b。在旋转轴Xa的径向的基部475b的大致中央部设有向电动机2侧(图中右侧)延伸的筒壁部475c。

在活塞475的基部475b中，在设有筒壁部475c的区域设有向远离离合器鼓48的圆板部480的方向(图中为右方向)凹陷的狭缝475d。

在狭缝475d中插入有从离合器鼓48的圆板部480向电动机2侧延伸的导向片480b。

在基部475b的比筒壁部475c靠内径侧的区域，由弹簧保持器476支承的弹簧Sp从旋转轴X方向压接到基部475b的电动机2侧的面。

活塞475通过弹簧Sp作用的作用力向离合器鼓48的圆板部480侧(图中左侧)施力。

在离合器鼓48，在圆板部480与内壁部482的边界部设有向电动机2的相反侧突出的突出部484。突出部484插入轴承B2的支承部151的内周。在支承部151的内周开口有油OL的供给路151a。

在突出部484的内部设有油路484a，该油路484a用于将从支承部151侧供给的油OL引导至离合器鼓48的圆板部480与活塞475的基部475b之间的油室。

经由油路484a供给到油室的油OL使活塞475向电动机2侧(图中右侧)位移。此时，通过设置在圆板部480上的导向片480b和插入有导向片480b的活塞475侧的狭缝475d，引导活塞475的旋转轴X方向的位移。

当活塞475向电动机2侧位移时，离合器47的驱动盘471和从动盘472被把持在活塞475的按压部475a与保持板473之间。

由此，驱动盘471花键嵌合的齿圈42与从动盘472花键嵌合的离合器鼓48的相对旋转根据所供给的油OL的压力而被限制，最终相对旋转被限制。

进而，在离合器鼓48的外壁部481外周卷挂有带式制动器49。当通过未图示的促动器使带式制动器49的卷挂半径变窄时，则离合器鼓48的绕旋转轴X的旋转被限制。

在变速机构3A中，行星齿轮组4和离合器47位于带式制动器49的内径侧。带式制动器49、行星齿轮组4、离合器47在旋转轴X的径向上重叠，从旋转轴X的径向外侧观察时，带式制动器49、行星齿轮组4、离合器47以重叠的位置关系设置。

在本实施方式的变速机构3A中，行星齿轮组4的齿圈42成为电动机2的输出旋转的输入部，行星齿轮架45成为所输入的旋转的输出部。

在变速机构3中，在以下的条件(a)下实现低速级，在条件(b)下实现高速级。

(a)带式制动器49：动作，离合器47：释放

(b)带式制动器49：不动作，离合器47：联接

在此，变速机构3是两级变速机构，低速级、高速级是同一旋转方向(前进级或后退级)。通过电动机2的正反转可进行前进后退的切换。

即，在变速机构3A中，当通过带式制动器49的动作限制离合器鼓48的旋转时，则实现低速级。当离合器47联接，使齿圈42与离合器鼓48不可相对旋转地连结时，则实现高速级。

电动机2的输出旋转通过变速机构3A变速后，从行星齿轮架45的侧板部452输出给支承轴30。

如图5所示，支承轴30沿旋转轴Xa向远离电动机2的方向延伸。在支承轴30中，中空轴31花键嵌合于小径部301的外周。

在中空轴31，在旋转轴Xa方向的两侧外插有轴承B2、B2。

中空轴31经由轴承B2、B2由外侧壳体13侧的第三支承部137和支承部件15侧的支承部151支承。因此，支承轴30经由中空轴31被外侧壳体13侧的第三支承部147和内侧壳体14侧的第三支承部147支承。

在中空轴31，在轴承B2、B2之间的区域的外周一体地形成有齿轮部311。

反转齿轮5的大径齿轮52可传递旋转地与齿轮部311的外周啮合。在反转齿轮5中，大径齿轮52花键嵌合在圆筒状的中空轴部51的外周。

在中空轴部51的长边方向的一端部51a和另一端部51b上外插有轴承B3、B3。

中空轴部51的一端部51a经由轴承B3由外侧壳体13的第二支承部135可旋转地支承。

中空轴部51的另一端部51b经由轴承B3由内侧壳体14的第二支承部145可旋转地支承。

在该状态下，反转齿轮5的中空轴部51沿着与旋转轴Xa平行的旋转轴Xb设置。

在中空轴部51，从大径齿轮52观察，与另一端部51b侧(图中右侧)邻接地设有小径齿轮部511。小径齿轮部511与中空轴部51一体地形成，并且，以比大径齿轮52的外径R1小的外径R2形成(参照图5：R1>R2)。

小径齿轮部511可传递旋转地与固定在差动装置6的差速齿轮箱60上的最终齿轮FG啮合。

在差速齿轮箱60，在旋转轴Xc方向(图中左右方向)的两侧部设有筒状的支承部601、602。支承部601、602沿着与旋转轴Xa平行的旋转轴Xc延伸。

在差速齿轮箱60的支承部601、602上外插有轴承B4、B4。

支承部602经由轴承B4由外侧壳体13的环状的第一支承部131保持。

支承部602经由轴承B4由内侧壳体14的环状的第一支承部141保持。

在差速齿轮箱60的支承部601，从旋转轴Xc方向插入有贯通内侧壳体14的开口部140的驱动轴8B。

在差速齿轮箱60的支承部602，从旋转轴Xc方向插入有贯通外侧壳体13的开口部130的驱动轴8A。

在差速齿轮箱60的内部，侧齿轮63A、63B花键嵌合在驱动轴8(8A、8B)的前端部的外周。

在差速齿轮箱60的内部，圆柱状的轴61沿着与旋转轴X正交的轴线Y设置，侧齿轮63A、63B将轴61夹在中间，在旋转轴Xc方向上相对。

锥齿轮62A和62B外插并可旋转地支承在轴61上。

锥齿轮62A、62B在轴61的长边方向(轴线Y的轴向)上隔开间隔地设置有2个，锥齿轮62A、62B以相互的齿部相对的状态配置。

在差速齿轮箱60内，侧齿轮63A、63B位于旋转轴X方向上的锥齿轮62A、62B的两侧，锥齿轮62A、62B和侧齿轮63A、63B以相互的齿部啮合的状态组装。

对该结构的动力传递装置1A的作用进行说明。

如图5所示，在动力传递装置1A中，沿电动机2的输出旋转的传递路径设置有变速机构3A、反转齿轮5，差动装置6、驱动轴8(8A、8B)。

当通过电动机2的驱动使转子铁芯21绕旋转轴Xa旋转时，经由与转子铁芯21一体地旋转的电动机轴20向变速机构3A输入旋转。

在变速机构3A，行星齿轮组4的齿圈42成为旋转的输入部，行星齿轮架45成为被输入的旋转的输出部。

在变速机构3A，在带式制动器49动作的状态下实现低速级，在离合器47动作的状态下实现高速级。

因此，输入到变速机构3A的旋转在变速后从行星齿轮架45的连结部453输出到中空轴50。并且，输入到中空轴50的旋转经由与中空轴50的齿轮部311啮合的大径齿轮52输入到反转齿轮5。

在反转齿轮5，小径齿轮部511的外径R2比大径齿轮52的外径R1小(参照图4)。

因此，输入到反转齿轮5的旋转被大幅减速后，经由小径齿轮部511啮合的最终齿轮FG输出到差速齿轮箱60(差动装置6)。

然后，差速齿轮箱60通过输入的旋转而围绕旋转轴Xc旋转，由此驱动轴8(8A、8B)围绕旋转轴Xc旋转。由此，电动机2的输出旋转被传递到搭载有动力传递装置1A的车辆的左右驱动轮(未图示)。

在动力传递装置1A中，采用具备行星齿轮组4、离合器47、带式制动器49的变速机构3A，利用变速机构3A对电动机2的输出旋转进行变速，并传递给反转齿轮5。

在变速机构3A，成为通过离合器47的联接/释放、带式制动器49的动作的组合的变更来进行低速级与高速级之间的切换的规格。因此，不会发生如啮合式的卡合装置那样无法进行变速级的切换的情况。

在变速机构3，带式制动器49相对于离合器47及行星齿轮组4在旋转轴X的径向上重叠，从旋转轴X的径向观察，带式制动器49以与离合器47及行星齿轮组4重叠的位置关系设置。因此，在动力传递装置1中，能够缩短变速机构3的部分的旋转轴X方向的长度。

如上所述，本实施方式的动力传递装置1A具有以下结构。

(7)动力传递装置1A具有变速机构3A，该变速机构3A具有：行星齿轮组4、第一卡合元件和第二卡合元件。

第一卡合元件是在变速机构为低速级时卡合的带式制动器49。

第二卡合元件是在变速机构为高速级时卡合的离合器47(多片式摩擦离合器)。

通过这样构成，在变速机构3A中，通过离合器47的联接/释放、带式制动器49的动作的组合的变更，进行在低速级与高速级之间的切换。因此，不会像啮合式的卡合装置那样无法进行变速级的切换。

进而，通过使变速机构3A所具备的2个卡合元件为不同的摩擦式的卡合元件，能够降低行驶中的变速冲击，并且能够降低高速级的行驶中的摩擦。

进而，本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(8)带式制动器49与行星齿轮组4在旋转轴Xa的径向上重叠。

带式制动器49与离合器47(多片式摩擦离合器)的从动盘472及驱动盘471在旋转轴Xa的径向上重叠。

带式制动器49与离合器47的活塞475在旋转轴Xa的径向上重叠。

离合器47(多片式摩擦离合器)的从动盘472、驱动盘471及活塞475与带式制动器49及行星齿轮组4在转轴Xa的径向上重叠。

通过这样构成，能够实现动力传递装置1A的旋转轴方向的缩短。

本实施方式的动力传递装置1具有以下结构。

(9)动力传递装置1A具有电动机2。

变速机构3A与电动机2的下游连接。

因为电动机2具有越高速旋转输出转矩越减少的倾向，所以能够降低高速级时的摩擦的该结构对于将电动机作为驱动源的动力传递装置特别适合。

图7是示意地表示变速机构3、3A的结构的概略图。

图8～图11是说明变速机构的变形例的概要图。

另外，在以下的说明中，符号“S”表示行星齿轮组4的太阳轮41，符号“R”表示齿圈42，符号“C”表示行星齿轮架45。

另外，符号“BB”表示带式制动器49，符号“CL”表示离合器47，符号“P”表示活塞475，符号“DR”表示离合器鼓48，符号“HB”表示轮毂。

所述变速机构3、3A可以如图7所示。

在上述变速机构3、3A，例示了行星齿轮组4是具有1个小齿轮43的单小齿轮的情况。

在该变速机构3、3A，行星齿轮组4的齿圈42(R)是旋转的输入部，行星齿轮架45(C)是输出部。而且，离合器47(CL)将齿圈42(R)和太阳轮(S)不可相对旋转地联接，带式制动器49(BB)固定与离合器鼓48(DR)连结的太阳轮41(S)。

可适用于本发明的动力传递装置的变速机构不限于该方式。

以下，利用图8～图11列举可适用的变速机构的方式。

例如，在利用单小齿轮并通过带式制动器BB固定太阳轮S的旋转的情况下，也可以是图8的(a)、(b)所示的方式。

在图8的(a)的方式中，行星齿轮组的齿圈R是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定与离合器鼓DR连结的太阳轮S。离合器CL将与离合器鼓DR连结的太阳轮S和与轮毂HB连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

在图8的(b)的方式中，行星齿轮组的齿圈R是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的太阳轮S。离合器CL将齿圈R和与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

另外，在利用单小齿轮并通过带式制动器BB固定行星齿轮架C的旋转的情况下，也可以是图9的(a)、(b)、(c)所示的方式。

在图9的(a)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的行星齿轮架C。离合器CL将太阳轮S和与离合器鼓DR连结的齿圈R不可相对旋转地联接。

在图9的(b)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的行星齿轮架C。离合器CL将与离合器鼓DR连结的太阳轮S和与轮毂HB连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

在图9的(c)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C。离合器CL将与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C和齿圈R不可相对旋转地联接。

另外，在利用单小齿轮并通过带式制动器BB固定齿圈R的旋转的情况下，也可以是图9的(d)、(e)、(f)所示的方式。

在图9的(d)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将太阳轮S和与离合器鼓DR连结的齿圈R不可相对旋转地联接。

在图9的(e)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将太阳轮S和与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

在图9的(f)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将与离合器鼓DR连结的齿圈R和与轮毂HB连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

另外，在利用双小齿轮并通过带式制动器BB固定太阳轮S的旋转的情况下，也可以是图10的(a)、(b)、(c)所示的方式。

在图10的(a)的方式中，行星齿轮组的行星齿轮架C是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与离合器鼓DR连结的太阳轮S。离合器CL将齿圈R和与离合器鼓DR连结的太阳轮S不可相对旋转地联接。

在图10的(b)的方式中，行星齿轮组的行星齿轮架C是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与离合器鼓DR连结的太阳轮S。离合器CL将与离合器鼓DR连结的太阳轮S和与轮毂HB连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

在图10的(c)的方式中，行星齿轮组的行星齿轮架C是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的太阳轮S。离合器CL将与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C和齿圈R不可相对旋转地联接。

另外，在利用双小齿轮并通过带式制动器BB固定行星齿轮架C的旋转的情况下，也可以是图10的(d)、(e)、(f)所示的方式。

在图10的(d)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的行星齿轮架C。离合器CL将太阳轮S和与离合器鼓DR连结的齿圈R不可相对旋转地联接。

在图10的(e)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与轮毂HB连结的行星齿轮架C。离合器CL将与离合器鼓DR连结的太阳轮S和与轮毂HB连结的行星齿轮架C不可相对旋转地联接。

在图10的(f)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，齿圈R是输出部，带式制动器BB固定与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C。离合器CL将与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C和齿圈R不可相对旋转地联接。

另外，在利用双小齿轮并通过带式制动器BB固定齿圈R的旋转的情况下，也可以是图11的(a)、(b)、(c)所示的方式。

在图11的(a)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将太阳轮S和与离合器鼓DR连结的齿圈R不可相对旋转地联接。

在图11的(b)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将与离合器鼓DR连结的行星齿轮架C和太阳轮S不可相对旋转地联接。

在图11的(c)的方式中，行星齿轮组的太阳轮S是旋转的输入部，行星齿轮架C是输出部，带式制动器BB固定齿圈R。离合器CL将与轮毂HB连结的行星齿轮架C和与离合器鼓DR连结的齿圈R不可相对旋转地联接。

以上，在图7～图11中，以全部18个模式例示了变速机构可采用的方式。

在全部18个模式中，在图7所示的模式、图9的(e)所示的模式、图10的(a)所示的模式、图10的(f)所示的模式中，在将电动机2的输出旋转维持在正旋转方向的状态下，能够进行低速级和高速级的切换。

而且，在图7所示的方式、图10的(a)的方式中，由于离合器鼓DR的外径最大，因此能够使离合器CL具有余量地处于联接状态。

另外，将行星齿轮组的构成元件(太阳轮S、齿圈R、行星齿轮架C)中的2个元件联接的离合器CL在变速机构中可以设置在任何地方。

例如，如图8的(a)、(b)、图9的(c)所示的方式，也可以在带式制动器BB与齿圈R之间设置离合器CL。

在图8的(a)所示的离合器CL，在带式制动器BB与齿圈R之间，将与太阳轮S连结的离合器鼓DR设置在外径侧，并且将与行星齿轮架C连结的轮毂HB设置在内径侧，将行星齿轮架C与太阳轮S联接。

在图8的(b)所示的离合器CL，在带式制动器BB与齿圈R之间，将与太阳轮S连结的轮毂HB设置在外径侧，并且将与行星齿轮架C连结的离合器鼓DR设置在内径侧，将行星齿轮架C与齿圈R联接。

在图9的(c)所示的离合器CL，在带式制动器BB与齿圈R之间，在齿圈R的外径侧设置固定在行星齿轮架C上的离合器鼓DR，将行星齿轮架C与齿圈R联接。

另外，例如如图9的(a)、(b)、(d)～(f)所示的方式，也可以在太阳轮S的内径侧设置离合器。

在图9的(a)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将太阳轮S和齿圈R联接。

在图9的(b)所示的离合器CL，在与太阳轮S连结的离合器鼓DR的外径侧设置与行星齿轮架C连结的轮毂HB，将太阳轮S与行星齿轮架C联接。

在图9的(d)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与齿圈R联接。

在图9的(e)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与行星齿轮架C连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与行星齿轮架C联接。

在图9的(f)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与行星齿轮架C连结的轮毂HB，并且在轮毂HB的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将行星齿轮架C和齿圈R连结。

如上所述，离合器CL可以设置在齿圈R的外径侧和太阳轮S的内径侧中的任意一侧。

另外，在具有2个小齿轮的双小齿轮中也同样。

如图10的(a)、(b)、(c)、(f)所示，也可以在齿圈R的外径侧设置离合器CL。

在图10的(a)所示的离合器CL，将与太阳轮S连结的离合器鼓DR设置在齿圈R的外径侧，将太阳轮S与齿圈R联接。

在图10的(b)所示的离合器CL，在齿圈R的外径侧设置与行星齿轮架C连结的轮毂HB，并且在轮毂HB的外径侧设置与太阳轮S连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与行星齿轮架C连结。

在图10的(c)所示的离合器CL，在齿圈R的外径侧设置与行星齿轮架C连结的离合器鼓DR，并且在离合器鼓DR的外径侧设置与太阳轮S连结的轮毂HB，将太阳轮S与行星齿轮架C连结

在图10的(f)所示的离合器CL，在齿圈R的外径侧设置与行星齿轮架C连结的离合器鼓DR，将齿圈R与行星齿轮架C连结。

如图10的(d)、(e)、图11的(a)、(b)、(c)所示，也可以在太阳轮S的内径侧设置离合器CL。

在图10的(d)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与齿圈R连结。

在图10的(e)所示的离合器CL，在内径侧且在太阳轮S的内径侧设置与太阳轮S连结的离合器鼓DR，并且在离合器鼓DR的外径侧设置与行星齿轮架C连结的轮毂HB，将太阳轮S与行星齿轮架C连结。

在图11的(a)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与齿圈R连结。

在图11的(b)所示的离合器CL，在太阳轮S的内径侧设置与行星齿轮架C连结的离合器鼓DR，将太阳轮S与行星齿轮架C连结。

在图11的(c)所示的离合器CL，在外径侧且在太阳轮S的内径侧设置与行星齿轮架C连结的轮毂HB，并且在轮毂HB的内径侧设置与齿圈R连结的离合器鼓DR，将行星齿轮架C与齿圈R连结。

另外，在图9的(c)所示的方式和图11的(b)所示的方式中，在低速级与高速级的切换时，需要使电动机2的输出修正的方向反转。

在此，本说明书中的术语“与下游连接”是指处于从配置在上游的部件向配置在下游的部件传递动力的连接关系。

例如，在言及与电动机2的下游连接的变速机构3的情况下，意味着从电动机2向变速机构3传递动力的情况。

另外，本说明书中的术语“直接连接”是指不经由其他减速机构、增速机构、变速机构等的变换减速比的部件，部件彼此以可传递动力的方式连接的情况。

以上说明了本发明的实施方式，但本发明并不仅限于这些实施方式所示的方式。在发明的技术思想的范围内可以适当变更。