本发明涉及一种经由供给管对配置于动力传递装置的框体内部的多个内置零件供给润滑流体的动力传递装置的润滑流体供给结构。
背景技术：
以前，作为搭载于车辆等中的动力传递装置，有包括如下部件的装置：变速器(transmission)，使内燃机的驱动力变速并加以输出；差速器装置(differentialdevice)，将自变速器输出的驱动力分配至左右的驱动轮；及分动器装置(transferdevice)，将传递至差速器装置的驱动力分配至位于前后方向上的其他驱动轮。
作为此种动力传递装置的润滑流体供给结构，已知有如下结构：将供给至配置于框体内部的流体压作动机构的润滑流体向框体内部排出，将排出的润滑流体向配置于框体内部的内置零件供给并用于润滑或冷却(例如，参照专利文献1)。
此种润滑流体供给结构中，将自主管路分支的分支管路连接于内置零件并经由所述主管路及分支管路对内置零件供给润滑流体。而且，对所述内置零件的润滑流体的分配量是根据形成于分支管路中的孔口(orifice)的直径来设定。
[现有技术文献]
[专利文献]
[专利文献1]国际公开第2011/062059号
技术实现要素：
发明要解决的课题
且说，专利文献1中所记载般的现有的动力传递装置的润滑流体供给结构中，在对主管路的润滑流体的供给量少时等，存在如下担忧：难以自主管路对内置零件供给润滑流体，且无法对优先度高的内置零件按照预先设定的分配量供给润滑流体。
本发明是鉴于以上方面而成，其目的在于提供一种可对供给润滑流体的优先度高的内置零件稳定地供给润滑流体的动力传递装置的润滑流体供给结构。
解决问题的技术手段
为了达成所述目的，本发明为
经由供给管(例如，实施例的供给管64a。以下相同)对配置于动力传递装置(例如，实施例的动力传递装置pt。以下相同)的框体(例如，实施例的变速器壳体31。以下相同)内部的多个内置零件(例如，实施例的惰轮轴35、前差速器齿轮(frontdifferentialgear)4及第二轴承brg2。以下相同)供给润滑流体的动力传递装置的润滑流体供给结构，且其特征在于：
所述供给管具有第一主管路(例如，实施例的第一主管路l1。以下相同)、连接于所述第一主管路的中间管路(例如，实施例的中间管路lm。以下相同)、及连接于所述中间管路的第二主管路(例如，实施例的第二主管路l2。以下相同)，
所述第一主管路连接于多个所述内置零件中的供给所述润滑流体的优先位次高的优先零件(例如，实施例的惰轮轴35。以下相同)，
所述第二主管路连接于多个所述内置零件中的供给所述润滑流体的优先位次低的非优先零件(例如，实施例的前差速器齿轮4及第二轴承brg2。以下相同)，
所述第一主管路对于所述中间管路的连接部分的流路底面(例如，实施例的第一高度h1。以下相同)低于所述中间管路的流路底面中的位于最高位置的流路底面(例如，实施例的第二高度h2。以下相同)。
如此，本发明的润滑流体供给结构中，第一主管路对于中间管路的连接部分的流路底面相较于第一主管路的下游侧的中间管路的位于最高位置的流路底面而言位于较低的位置。
由此，在润滑流体的供给量少时等，防止润滑流体自第一主管路流入中间管路，因此润滑流体优先流动至第一主管路的内部。结果，可对连接于第一主管路的优先零件稳定地供给润滑流体。
因此，根据本发明的润滑流体供给结构，抑制润滑流体向中间管路(进而非优先零件)流动，从而可优先对连接于第一主管路的优先零件供给润滑流体。
另外，本发明的动力传递装置的润滑流体供给结构中，优选为
所述第一主管路与所述中间管路所成的角度(例如，实施例的第一角度θ1。以下相同)小于所述第一主管路的较与所述中间管路的连接部分更靠上游侧的部分(例如，实施例的上游部l11。以下相同)与更靠下游侧的部分(例如，实施例的下游部l12。以下相同)所成的角度(例如，实施例的第二角度θ2。以下相同)。
尤其优选为所述第一主管路的较与所述中间管路的连接部分更靠下游侧的部分相对于所述第一主管路的上游侧的部分而呈直线状延伸设置。
若如此构成，则润滑流体难以自第一主管路流入中间管路，因此可对供给润滑流体的优先位次高的优先零件进而稳定地供给润滑流体。
另外，本发明的动力传递装置的润滑流体供给结构中，优选为
所述中间管路的至少上游端部自所述第一主管路向上方延伸。
若如此构成，则容易提高中间管路整体的位置。
另外，本发明的动力传递装置的润滑流体供给结构中，优选为
在所述中间管路中形成有孔口(例如，实施例的第一孔口lma。以下相同)。
尤其优选为所述孔口的剖面积设定成小于所述第一主管路的剖面积。
若如此构成，则利用孔口抑制润滑流体向中间管路的孔口的更下游流入，从而润滑流体容易滞留于第一主管路侧。结果，可对供给润滑流体的优先位次高的优先零件进而稳定地供给润滑流体。
另外，本发明的动力传递装置的润滑流体供给结构中，优选为于在中间管路中形成孔口的情况下，
所述第二主管路中具有连接于所述非优先零件的分支管路(例如，实施例的第一分支管路l21及第二分支管路l22。以下相同)，
所述孔口的剖面积设定成大于所述第二主管路的最小剖面积(例如，实施例的第一孔口lma的剖面积。以下相同)及所述分支管路的最小剖面积(例如，实施例的第二孔口l2a的剖面积、第三孔口l2b的剖面积及第四孔口l2c的剖面积。以下相同)的总和。
若如此构成，则较自第二主管路及分支管路排出的润滑流体而言，自中间管路流入第二主管路的润滑流体的量多，因此在润滑流体的量多时，可在中间管路内预先滞留某程度的润滑流体。由此，即便在流量变少而优先对连接于第一主管路的优先零件进行润滑的情况下，也可以中间管路内部滞留的润滑流体而以某种程度对非优先零件供给润滑流体。
附图说明
图1是示意性表示搭载有包括实施例的润滑流体供给结构的动力传递装置的车辆的说明图。
图2是表示图1的车辆中所搭载的变速器的骨架(skeleton)图。
图3是图2的变速器的行星齿轮机构的列线图。
图4是表示图2的变速器的各变速档的各卡合机构的卡合状态的说明图。
图5是以剖面表示图1的动力传递装置的变速器壳体的主要部分的正面图。
图6是表示图5的变速器壳体的tm侧壳体构件及固定于其的零件的侧面图。
图7a、图7b是表示固定于图5的变速器壳体的供给管的中间管路的形状的立体图，图7a表示中间管路的外形，图7b表示内部结构。
图8是表示固定于图5的变速器壳体的供给管的结构的示意图。
[符号的说明]
1：曲轴
2：变矩器
3：变速器
4：前差速器齿轮(非优先零件)
5：分动器装置
6：后差速齿轮
7l：前部左车轴
7r：前部右车轴
8：推进轴
9l：后部左车轴
9r：后部右车轴
31；变速器壳体(框体)
32：输入轴
33：输出构件
34：惰齿轮
35：惰轮轴(优先零件)
36：最终驱动齿轮
41：差速器壳体
42：最终从动齿轮
43l：前部左输出轴
43r：前部右输出轴
44：差速器侧齿轮
45：小齿轮轴
46：小齿轮
51：分动器输入轴
52：分动器输出轴
53：分动器输入齿轮
54：第一锥齿轮
55：第二锥齿轮
61：tc侧壳体构件
62：tm侧壳体构件
62a：孔部
63：垫圈
64：排出机构
64a：供给管
64a1：第一管构件
64a2：第二管构件
65：过滤器
65a：吸口部
66：泵
b1：第一制动器
b2：第二制动器
b3：第三制动器
brg1：第一轴承
brg2：第二轴承(非优先零件)
c1：第一离合器
c2：第二离合器
c3：第三离合器
ca、cb、cc、cd：行星架
e：发动机
ecu：变速控制装置
f1：双向离合器
h1：第一高度
h2：第二高度
l1：第一主管路
l11：上游部
l12：下游部
l2：第二主管路
l21：第一分支管路
l22：第二分支管路
l2a：第二孔口
l2b：第三孔口
l2c：第四孔口
lm：中间管路
lma：第一孔口
p1：水平通路
p2：倒u字状通路
pa、pb、pc、pd：小齿轮
pg1：第一行星齿轮机构
pg2：第二行星齿轮机构
pg3：第三行星齿轮机构
pg4：第四行星齿轮机构
pt：动力传递装置
ra、rb、rc、rd：内齿圈
sa、sb、sc、sd：太阳齿轮
v：车辆
wfl：左前轮
wfr：右前轮
wrl：左后轮
wrr：右后轮
θ1：第一角度
θ2：第二角度
具体实施方式
以下，参照附图，对搭载有包括实施例的润滑流体供给结构的动力传递装置的车辆进行说明。
如图1所示，将发动机e(内燃机、驱动源)以曲轴1朝向车辆v的车体左右方向的方式水平地搭载于车体中。将发动机e的驱动力经由动力传递装置pt传递至左前轮wfl及右前轮wfr以及左后轮wrl及右后轮wrr。
动力传递装置pt包括：连接于曲轴1的变矩器(torqueconverter)2、连接于变矩器2的变速器3、连接于变速器3的作为差速器装置的前差速器齿轮4(非优先零件)、连接于前差速器齿轮4的分动器装置5、以及连接于分动器装置5的后差速器齿轮6。
前差速器齿轮4经由前部左车轴7l及前部右车轴7r而连接于左前轮wfl及右前轮wfr。后差速器齿轮6经由推进轴(propellershaft)8而连接于分动器装置5，且经由后部左车轴9l及后部右车轴9r而连接于左后轮wrl及右后轮wrr。
如图2的骨架图所示，变速器3具备：输入轴32，旋转自如地轴支承于变速器壳体31(框体)的内部；以及输出构件33，包括与输入轴32同心地配置的输出齿轮。
将发动机e所输出的驱动力经由具有锁止离合器及减震器的变矩器2而传递至输入轴32。
输出构件33的旋转经由与输出构件33啮合的惰齿轮34、对惰齿轮34进行轴支承的惰轮轴35(优先零件)、轴支承于惰轮轴35的最终驱动齿轮(finaldrivegear)36、以及与最终驱动齿轮36啮合的最终从动齿轮(finaldrivengear)42(即，前差速器齿轮4)而被传递至左前轮wfl及右前轮wfr(参照图1)。
再者，也可以在动力传递装置pt中设置摩擦卡合自如地构成的单盘型或多盘型的起步离合器代替变矩器2。
在变速器壳体31的内部，从发动机e侧起第一行星齿轮机构pg1、第二行星齿轮机构pg2、第三行星齿轮机构pg3及第四行星齿轮机构pg4依次与输入轴32同心地配置。
第三行星齿轮机构pg3构成为以太阳齿轮sc、内齿圈(ringgear)rc、以及行星架cc为元件的、所谓单小齿轮(pinion)型的行星齿轮机构，其中，所述行星架cc将与太阳齿轮sc及内齿圈rc啮合的小齿轮pc自转及公转自如地加以轴支承。
所谓单小齿轮型的行星齿轮机构若将行星架固定并使太阳齿轮旋转，则内齿圈与太阳齿轮沿不同方向旋转，因此也称作负号(minus)行星齿轮机构或负(negative)行星齿轮机构。再者，所谓单小齿轮型的行星齿轮机构若将内齿圈固定并使太阳齿轮旋转，则行星架与太阳齿轮沿同一方向旋转。
从图3的上方起第二阶段所示的列线图(能用直线(速度线)表示太阳齿轮、行星架、内齿圈这三个元件的相对旋转速度之比的图)是第三行星齿轮机构pg3的列线图。如所述列线图所示，若将第三行星齿轮机构pg3的三个元件即太阳齿轮sc、行星架cc、内齿圈rc按照列线图中的与齿轮比(内齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第一元件、第二元件及第三元件，则第一元件为太阳齿轮sc，第二元件为行星架cc，第三元件为内齿圈rc。
这里，将第三行星齿轮机构pg3的齿轮比设为h，则从太阳齿轮sc到行星架cc的间隔和从行星架cc到内齿圈rc的间隔之比设定为h∶1。再者，在列线图中，下方的横线和上方的横线(与第四条(4th)及第六条(6th)重叠的线)分别表示旋转速度为“0”和“1”(与输入轴32相同的旋转速度)。
第四行星齿轮机构pg4也构成为以太阳齿轮sd、内齿圈rd、以及行星架cd为元件的、所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架cd将与太阳齿轮sd及内齿圈rd啮合的小齿轮pd自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第一阶段(最上方的阶段)所示的列线图是第四行星齿轮机构pg4的列线图。如所述列线图所示，若将第四行星齿轮机构pg4的三个元件即太阳齿轮sd、行星架cd、内齿圈rd按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第四元件、第五元件及第六元件，则第四元件为内齿圈rd，第五元件为行星架cd，第六元件为太阳齿轮sd。
这里，将第四行星齿轮机构pg4的齿轮比设为i，则从太阳齿轮sd到行星架cd的间隔和从行星架cd到内齿圈rd的间隔之比设定为i∶1。
第一行星齿轮机构pg1也包括以太阳齿轮sa、内齿圈ra、以及行星架ca为元件的、所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架ca将与太阳齿轮sa及内齿圈ra啮合的小齿轮pa自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第三阶段所示的列线图是第一行星齿轮机构pg1的列线图。如所述列线图所示，若将第一行星齿轮机构pg1的三个元件即太阳齿轮sa、行星架ca、内齿圈ra按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第七元件、第八元件及第九元件，则第七元件为太阳齿轮sa，第八元件为行星架ca，第九元件为内齿圈ra。
这里，将第一行星齿轮机构pg1的齿轮比设为j，则从太阳齿轮sa到行星架ca的间隔和从行星架ca到内齿圈ra的间隔之比设定为j∶1。
第二行星齿轮机构pg2也包括以太阳齿轮sb、内齿圈rb、以及行星架cb为元件的、所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架cb将与太阳齿轮sb及内齿圈rb啮合的小齿轮pb自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第四阶段(最下方的阶段)所示的列线图是第二行星齿轮机构pg2的列线图。如所述列线图所示，若将第二行星齿轮机构pg2的三个元件即太阳齿轮sb、行星架cb、内齿圈rb按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第十元件、第十一元件及第十二元件，则第十元件为内齿圈rb，第十一元件为行星架cb，第十二元件为太阳齿轮sb。
这里，将第二行星齿轮机构pg2的齿轮比设为k，则从太阳齿轮sb到行星架cb的间隔和从行星架cb到内齿圈rb的间隔之比设定为k∶1。
第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)连结于输入轴32。另外，第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)连结于包含输出齿轮的输出构件33。
另外，将第三行星齿轮机构pg3的行星架cc(第二元件)、第四行星齿轮机构pg4的行星架cd(第五元件)和第一行星齿轮机构pg1的内齿圈ra(第九元件)连结，而构成第一连结体cc-cd-ra。
另外，将第三行星齿轮机构pg3的内齿圈rc(第三元件)和第二行星齿轮机构pg2的太阳齿轮sb(第十二元件)连结，而构成第二连结体rc-sb。
另外，将第一行星齿轮机构pg1的行星架ca(第八元件)和第二行星齿轮机构pg2的行星架cb(第十一元件)连结，而构成第三连结体ca-cb。
另外，变速器3具备七个卡合机构，所述七个卡合机构包括：第一离合器c1、第二离合器c2及第三离合器c3这三个离合器；第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3这三个制动器；以及一个双向离合器f1。
第一离合器c1是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第一离合器c1而将第三行星齿轮机构pg3构成为自如地切换将太阳齿轮sc(第一元件)与第三连结体ca-cb连结的连结状态、和断开所述连结的开放状态。
第三离合器c3是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第三离合器c3而将第三行星齿轮机构pg3构成为自如地切换将太阳齿轮sc(第一元件)与第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)连结的连结状态、和断开所述连结的开放状态。
第二离合器c2是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第二离合器c2而将第四行星齿轮机构pg4构成为自如地切换将太阳齿轮sd(第六元件)与第二连结体rc-sb连结的连结状态、和断开所述连结的开放状态。
双向离合器f1是兼具作为第四离合器b4的功能者。将所述双向离合器f1构成为自如地切换允许第三连结体ca-cb的正旋转(朝与输入轴32及输出构件33的旋转方向相同的方向的旋转)且阻止逆旋转的逆旋转阻止状态、和将第三连结体ca-cb固定于变速器壳体31的固定状态。
当双向离合器f1在逆旋转阻止状态下对第三连结体ca-cb施加了欲使其沿正旋转方向旋转的力的情况下，允许所述旋转而成为开放状态。另一方面，在施加了欲使所述第三连结体ca-cb沿逆旋转方向旋转的力的情况下，阻止所述旋转而成为固定于变速器壳体31的固定状态。
第一制动器b1是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第一制动器b1而将第一行星齿轮机构pg1构成为自如地切换将太阳齿轮sa(第七元件)固定于变速器壳体31的固定状态、和解除所述固定的开放状态。
第二制动器b2是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第二制动器b2而将第四行星齿轮机构pg4构成为自如地切换将太阳齿轮sd(第六元件)固定于变速器壳体31的固定状态、和解除所述固定的开放状态。
第三制动器b3是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第三制动器b3而将第四行星齿轮机构pg4构成为自如地切换将内齿圈rd(第四元件)固定于变速器壳体31的固定状态、和解除所述固定的开放状态。
第一离合器c1、第二离合器c2及第三离合器c3这三个离合器、第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3这三个制动器、以及一个双向离合器f1的切换是通过包含传动控制单元(transmissioncontrolunit，tcu)的变速控制装置ecu(参照图1)基于从省略了图示的综合控制单元等发送的车辆v的行驶速度等车辆信息而被控制。
变速控制装置ecu包括由省略了图示的中央处理器(centralprocessingunit，cpu)或存储器等构成的电子单元。变速控制装置ecu通过接收车辆v的行驶速度或加速器开度、发动机e的旋转速度或输出转矩、拨片换档杆(paddleshiftlever)的操作信息等预定的车辆信息，并利用cpu执行保存于存储器等存储装置中的控制程序来控制变速器3。
在变速器3中，在输入轴32的轴线上从发动机e及变矩器2侧起依次配置有第一离合器c1、第一行星齿轮机构pg1、第二行星齿轮机构pg2、第三行星齿轮机构pg3、第二离合器c2、第四行星齿轮机构pg4、第三离合器c3。
然后，第三制动器b3配置于第四行星齿轮机构pg4的径向外方，第二制动器b2配置于第二离合器c2的径向外方，第一制动器b1配置于第一离合器c1的径向外方，双向离合器f1配置于第一行星齿轮机构pg1的径向外方。
因此，在变速器3中，将第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3以及双向离合器f1配置于行星齿轮机构或离合器的径向外方。由此，相比将第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3以及双向离合器f1与行星齿轮机构一起并排配置于输入轴32的轴线上的情况而言，缩短了变速器3的轴长。
再者，即使将第三制动器b3配置于第三离合器c3的径向外方，且将第二制动器b2配置于第四行星齿轮机构pg4的径向外方，也同样可实现缩短化。
这里，参照图3及图4对确立实施方式的变速器3的各变速档的情况进行说明。
再者，图3中的用虚线表示的速度线表示，追随在第一行星齿轮机构pg1、第二行星齿轮机构pg2、第三行星齿轮机构pg3及第四行星齿轮机构pg4中进行动力传递的行星齿轮机构，其他行星齿轮机构的各元件进行旋转(空转)。
图4是将后述的各变速档中的第一离合器c1、第二离合器c2及第三离合器c3这三个离合器和第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3这三个制动器以及一个双向离合器f1的状态汇总表示的图。
在所述图中，第一离合器c1、第二离合器c2及第三离合器c3和第一制动器b1、第二制动器b2及第三制动器b3这些列的“○”表示连结状态或固定状态，空格表示开放状态。另外，双向离合器f1这一列的“r”表示逆旋转阻止状态，“l”表示固定状态。
另外，标注下划线的“r”及“l”表示在双向离合器f1的作用下第三连结体ca-cb的旋转速度成为“0”。另外，“r/l”表示通常时为逆旋转阻止状态的“r”，但在使发动机制动器起作用的情况下切换成固定状态的“l”。
另外，图4中也示出将第三行星齿轮机构pg3的齿轮比h设为2.734、第四行星齿轮机构pg4的齿轮比i设为1.614、第一行星齿轮机构pg1的齿轮比j设为2.681、第二行星齿轮机构pg2的齿轮比k设为1.914的情况下的各变速档的变速比(输入轴32的旋转速度/输出构件33的旋转速度)、以及公比(各变速档间的变速比之比。将预定的变速档的变速比除以比预定的变速档高一档侧的变速档的变速比所得的值)，由此得知可适当地设定公比。
在确立一档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态(图4的r)，且将第一制动器b1及第二制动器b2设为固定状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态(r)，且将第一制动器b1设为固定状态，而阻止第三连结体ca-cb及第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的逆旋转，从而第三连结体ca-cb及第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
由此，第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)、行星架ca(第八元件)、内齿圈ra(第九元件)成为无法相对旋转的锁定状态，且包含第一行星齿轮机构pg1的内齿圈ra(第九元件)的第一连结体cc-cd-ra的旋转速度也成为“0”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第一(1st)”，从而将一档确立。
再者，不需要为了确立一档而将第二制动器b2设为固定状态。但是，在一档将其设为了固定状态，以便能从一档顺利地变速到二档。另外，当在一档使发动机制动器起作用的情况下，只要将双向离合器f1从逆旋转阻止状态(r)切换成固定状态(l)即可。
在确立二档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态(r)，将第一制动器b1及第二制动器b2设为固定状态，且将第二离合器c2设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第一制动器b1设为固定状态，第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第二制动器b2设为固定状态，而第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器c2设为连结状态，第二连结体rc-sb的旋转速度与第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为同一速度“0”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第二(2nd)”，从而将二档确立。
在确立三档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器b1及第二制动器b2设为固定状态，且将第三离合器c3设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第一制动器b1设为固定状态，第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第二制动器b2设为固定状态，第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第三离合器c3设为连结状态，第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)的旋转速度与连结于输入轴32的第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
由此，第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”，且内齿圈rd(第四元件)的旋转速度成为“1”，因此行星架cd(第五元件)的旋转速度，即第一连结体cc-cd-ra的旋转速度成为i/(i+1)。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第三(3rd)”，从而将三档确立。
在确立四档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器b1设为固定状态，且将第二离合器c2及第三离合器c3设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第一制动器b1设为固定状态，而第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器c2设为连结状态，而第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)与第二连结体rc-sb以同一速度旋转。由此，在第三行星齿轮机构pg3与第四行星齿轮机构pg4之间，将行星架cc(第二元件)与行星架cd(第五元件)连结，且将内齿圈re(第三元件)与太阳齿轮sd(第六元件)连结。因此，在将第二离合器c2设为连结状态的四档，可在第三行星齿轮机构pg3与第四行星齿轮机构pg4中描绘包括四个元件的一个列线图。
进而，通过将第三离合器c3设为连结状态，第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”，由第三行星齿轮机构pg3与第四行星齿轮机构pg4构成的四个元件中的两个元件的旋转速度成为同一速度“1”。
由此，第三行星齿轮机构pg3及第四行星齿轮机构pg4的各元件成为无法相对旋转的锁定状态，且第三行星齿轮机构pg3及第四行星齿轮机构pg4的所有元件的旋转速度成为“1”。另外，第三连结体ca-cb的旋转速度成为j/(j+1)。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第四(4th)”，从而将四档确立。
在确立五档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器b1设为固定状态，且将第一离合器c1及第三离合器c3设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第一制动器b1设为固定状态，第一行星齿轮机构pg1的太阳齿轮sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，而第三连结体ca-cb的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第五(5th)”，从而将五档确立。
再者，不需要为了确立五档而将第三离合器c3设为连结状态。但是，由于需要在四档及后述的六档将第三离合器c3设为连结状态，因此也在五档设为了连结状态，以便能顺利地进行从五档到四档的降档、以及从五档到后述的六档的升档。
在确立六档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，且将第一离合器c1、第二离合器c2及第三离合器c3设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，允许第三连结体ca-cb的正旋转。
另外，通过将第二离合器c2及第三离合器c3设为连结状态，像在四档的说明中叙述的那样，第三行星齿轮机构pg3与第四行星齿轮机构pg4的各元件成为无法相对旋转的锁定状态，而第二连结体rc-sb的旋转速度成为“1”。另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，第三连结体ca-cb的旋转速度成为“1”。
由此，第二行星齿轮机构pg2的行星架cb(第十一元件)与太阳齿轮sb(第十二元件)成为同一速度“1”，而各元件成为无法相对旋转的锁定状态。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第六(6th)”的“1”，从而将六档确立。
在确立七档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器b2设为固定状态，且将第一离合器c1及第三离合器c3设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第二制动器b2设为固定状态，而第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第三离合器c3设为连结状态，而第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”，且包含第四行星齿轮机构pg4的行星架cd(第五元件)的第一连结体cc-cd-ra的旋转速度成为i/(i+1)。另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，而第三连结体ca-cb的旋转速度与连结于输入轴32的第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第七(7th)”，从而将七档确立。
在确立八档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器b2设为固定状态，且将第一离合器c1及第二离合器c2设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第二制动器b2设为固定状态，第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器c2设为连结状态，而第二连结体rc-sb的旋转速度与第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为同一速度“0”。另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，而第三连结体ca-cb的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第八(8th)”，从而将八档确立。
在确立九档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器b2及第三制动器b3设为固定状态，且将第一离合器c1设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第二制动器b2设为固定状态，而第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第三制动器b3设为固定状态，而第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)的旋转速度也成为“0”。
由此，第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)、行星架cd(第五元件)、内齿圈rd(第四元件)成为无法相对旋转的锁定状态，且包含第四行星齿轮机构pg4的行星架cd(第五元件)的第一连结体cc-cd-ra的旋转速度也成为“0”。
另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，而第三连结体ca-cb的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第九(9th)”，从而将九档确立。
在确立十档的情况下，将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，将第三制动器b3设为固定状态，且将第一离合器c1及第二离合器c2设为连结状态。
通过将双向离合器f1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体ca-cb的正旋转。另外，通过将第三制动器b3设为固定状态，而第四行星齿轮机构pg4的内齿圈rd(第四元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器c2设为连结状态，第二连结体rc-sb与第四行星齿轮机构pg4的太阳齿轮sd(第六元件)以同一旋转速度旋转。另外，通过将第一离合器c1设为连结状态，第三连结体ca-cb的旋转速度与第三行星齿轮机构pg3的太阳齿轮sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第十(10th)”，从而将十档确立。
在确立倒档的情况下，将双向离合器f1设为固定状态(图4的l)，将第二制动器b2设为固定状态，且将第三离合器c3设为连结状态。
通过将第二制动器b2设为固定状态，且将第三离合器c3设为连结状态，而第一连结体cc-cd-ra的旋转速度成为i/(i+1)。另外，通过将双向离合器f1设为固定状态，而第三连结体ca-cb的旋转速度成为“0”。
然后，连结有输出构件33的第二行星齿轮机构pg2的内齿圈rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的逆旋转“rvs”，从而将倒档确立。
返回至图2，前差速器齿轮4包括旋转自如地支承于变速器3的变速器壳体31的差速器壳体41(参照图5)。在差速器壳体41的外周，固定有与设置于惰轮轴35的最终驱动齿轮36啮合的最终从动齿轮42。
变速器3的惰轮轴35的旋转经由最终驱动齿轮36及最终从动齿轮42而传递至差速器壳体41。差速器壳体41的旋转根据左前轮wfl及右前轮wfr的负荷而传递至前部左车轴7l及前部右车轴7r。
与前部左车轴7l相连的前部左输出轴43l及与前部右车轴7r相连的前部右输出轴43r相对旋转自如地嵌合于差速器壳体41。在前部左输出轴43l及前部右输出轴43r的对向端的各端花键联结(splinecoupling)有差速器侧齿轮(differentialsidegear)44。
在差速器壳体41的内部，以前部左输出轴43l及前部右输出轴43r正交的方式固定有小齿轮轴(pinionshaft)45。在小齿轮轴45，旋转自如地支承有分别与两个差速器侧齿轮44啮合的一对小齿轮(piniongear)46。
分动器装置5包括：分动器输入轴51，自前差速器齿轮4的最终从动齿轮42传递驱动力；及分动器输出轴52，自分动器输入轴51传递驱动力、且将驱动力传递至推进轴8。
在分动器输入轴51的前差速器齿轮4侧的端部，花键嵌合并轴支承有与最终从动齿轮42啮合的分动器输入齿轮53。在分动器输入轴51的相反侧的端部设置有作为斜齿轮(helicalgear)的第一锥齿轮(bevelgear)54。
在分动器输出轴52的分动器输入轴51侧的端部(前端)设置有作为斜齿轮的第二锥齿轮55。一方面，在分动器输出轴52的后端结合有推进轴8的端部。
通过第一锥齿轮54与第二锥齿轮55啮合，从而分动器输入轴51的旋转经由分动器输出轴52而传递至推进轴8(参照图1)。
其次，参照图5～图8对变速器壳体31(框体)及其内部设置的动力传递装置pt的润滑油供给结构(润滑流体供给结构)进行说明。图7a、图7b及图8中的箭头表示润滑油(润滑流体)的流动方向。
以下说明的润滑油供给结构是经由供给管64a(参照图6)对配置于动力传递装置pt的变速器壳体31内部的多个内置零件中的应优先供给润滑油的内置零件(例如，惰轮轴35(参照图2))供给润滑油。
如图5所示，变速器壳体31是tc侧壳体构件61与tm侧壳体构件62互相以开口缘接合而构成。另外，在tc侧壳体构件61的开口端缘与tm侧壳体构件62的开口端缘之间夹持有垫圈63以防止内部的润滑油的泄漏。
所述变速器壳体31中，差速器壳体41由第一轴承brg1及第二轴承brg2(非优先零件)轴支承为旋转自如。在差速器壳体41的外周设置有最终从动齿轮42。因此，最终从动齿轮42也可经由第一轴承brg1及第二轴承brg2、差速器壳体41而旋转自如地轴支承于变速器壳体31。
第一轴承brg1固定于tc侧壳体构件61。第二轴承brg2固定于tm侧壳体构件62。
如图6所示，在tm侧壳体构件62安装有惰轮轴35(优先零件)、将最终从动齿轮42(即，前差速器齿轮4(非优先零件))轴支承为旋转自如的第二轴承brg2、过滤器(strainer)65及泵66。
排出机构64配置于tm侧壳体构件62的内部空间的上方且与变矩器2等液压作动机构对应的位置。排出机构64为经由供给管64a将液压作动机构中利用的作动油的至少一部分作为润滑油排出(供给)至变速器壳体31的内部的机构。
过滤器65及泵66配置于tm侧壳体构件62的内部空间的下方的、较垫圈63(即，tm侧壳体构件62的端面)而言更靠tc侧壳体构件61侧、且为在与最终从动齿轮42的旋转中心轴线相交的方向上自最终从动齿轮42离开的位置(即，在车辆v的行进方向上成为前侧的位置)。
过滤器65在其下表面中央部具有自贮油部吸入润滑油的吸口部65a。泵66经由过滤器65的吸口部65a而自变速器壳体31的下方的贮油部吸入润滑油并供给至液压作动机构。
如图6及图7a所示，供给管64a通过将第一管构件64a1与第二管构件64a2连结而构成。
如图7b所示，供给管64a被分为如下部分：相当于连接于优先零件的第一主管路l1的部分、相当于连接于非优先零件的第二主管路l2的部分、及相当于位于第一主管路l1与第二主管路l2之间的中间管路lm的部分。
第二管构件64a2包括连接于第一管构件64a1的前端且在水平方向上延伸的水平通路p1、及自水平通路p1的中途向上方分支后以倒u字状弯曲而向下方延伸的倒u字状通路p2。
第一主管路l1包含第一管构件64a1、及水平通路p1。构成第一主管路l1的水平通路p1连接于设置于tm侧壳体构件62的孔部62a。孔部62a连通至对惰轮轴35进行轴支承的轴承。
另外，中间管路lm包含倒u字状通路p2的上方部的u字状部分，且第二主管路l2包含倒u字状通路p2的向下方延伸的下方部。
如图8所示，在第二主管路l2中以分支的方式设置有第一分支管路l21及第二分支管路l22。
在供给管64a的内部流动的润滑油的一部分经由第一主管路l1而供给至惰轮轴35。另外，润滑油的其他部分分别经由第二主管路l2、第一分支管路l21及第二分支管路l22而供给至第二轴承brg2、前差速器齿轮4。
且说，经由供给管64a而供给有润滑油的内置零件并非全部都需要相同量的润滑油。
具体而言，惰轮轴35位于变速器壳体31的上方而难以经最终从动齿轮42扬起的润滑油润滑。因此，关于惰轮轴35，必须自供给管64a稳定地(即，优先地)供给润滑油。
一方面，第二轴承brg2及前差速器齿轮4供给有由最终从动齿轮42自形成于变速器壳体31的下方的贮油部扬起的润滑油等，因此即便来自供给管64a的润滑油的供给量并不稳定(即，并不优先)，也不会那么有问题。
即，惰轮轴35为自供给管64a供给润滑油的优先位次高的优先零件。一方面，第二轴承brg2及前差速器齿轮4为自供给管64a供给润滑油的优先位次低的非优先零件。
通常，对这些内置零件的润滑油的分配量是由形成于供给管64a的孔口的直径(剖面积)的大小来控制。然而，在对供给管64a的润滑油供给量变少时等，存在无法按照所需的分配量供给润滑油的担忧。
因此，供给管64a中，如以下详细叙述般，通过构成第一主管路l1、中间管路lm及第二主管路l2而实现对作为优先零件的惰轮轴35供给的润滑油量的稳定化。
如图8所示，中间管路lm以自第一主管路l1向铅垂方向上侧分支的方式延伸设置。因此，第一主管路l1对于中间管路lm的连结部分的流路底面(图8中的第一高度h1)低于中间管路lm的流路底面中的位于最高位置的流路底面(图8中的第二高度h2)。
由此，供给管64a中，在润滑油的供给量少时等，防止润滑油自第一主管路l1流入至中间管路lm，因此润滑油优先流动至第一主管路l1的内部。
此外，第一主管路l1与中间管路lm所构成的第一角度θ1(90度)小于第一主管路l1的较与中间管路lm的连接部分更靠上游侧的部分即上游部l11与更靠下游侧的部分即下游部l12所构成的第二角度θ2(180度)。另外，在中间管路lm中设置有第一孔口lma，且所述第一孔口lma的剖面积设定成小于第一主管路l1的剖面积。
利用这些，在供给管64a中，也抑制润滑油自第一主管路l1向中间管路lm流入。
结果，所述润滑油供给结构中，可对连接于第一主管路l1的惰轮轴35(优先零件)稳定地供给润滑油。
因此，根据所述润滑油供给结构，抑制润滑油向中间管路lm(进而非优先零件)的流动，从而可优先对连接于第一主管路l1的优先零件供给润滑油。
且说，第一孔口lma的剖面积设定成小于第一主管路l1的剖面积。而且，第一孔口lma的剖面积设定成大于第二主管路l2的最小剖面积(即，第二孔口l2a的剖面积)、第一分支管路l21的最小剖面积(即，第三孔口l2b的剖面积)及第二分支管路l22的最小剖面积(即，第四孔口l2c的剖面积)的总和。
因此，供给管路64a中，较自第二主管路l2、第一分支管路l21及第二分支管路l22排出的润滑油而言，自中间管路lm流入第二主管路l2的润滑油的量多。因此，在供给管64a内的润滑油的流量多时，可在中间管路lm及第二主管路l2中预先滞留某程度的润滑油。
由此，即便在供给管64a内的润滑油的流量变少而优先对连接于第一主管路l1的优先零件进行润滑的情况下，也可以中间管路lm的内部滞留的润滑油而以某种程度对非优先零件供给润滑油。
再者，中间管路lm中所设置的第一孔口lma的剖面积并不限定于所述大小，可根据润滑油的平均流量等而适宜变更。
以上，对图示的实施例进行了说明，但本发明并不限于此种方式。
例如，所述实施例中，由第一管构件64a1与第二管构件64a2构成供给管64a。其原因在于：为了可适当限制对非优先零件的润滑油的分配量，以加工性高的原材料形成连接于非优先零件的第二管构件64a2，从而不仅可利用孔口的直径也可利用对于第二管构件64a2的加工深度来规定润滑油的分配量。
然而，本发明的供给管并不限定于此种构成，只要由第一主管路、中间管路及第二主管路构成即可，例如，可由单一的构件构成，也可由三个以上的构件构成。
另外，所述实施例中，第一主管路l1仅对惰轮轴35供给润滑油，因此并不具有分支管路。然而，本发明的第一主管路并不限定于此种构成。例如，在存在多个优先零件时，可根据所述优先零件的数量而在第一主管路设置分支管路。
另外，所述实施例中，中间管路lm以自第一主管路l1向铅垂方向上侧分支的方式延伸设置。其原因在于：通过提高中间管路lm整体的位置，从而容易实现第一主管路l1对于中间管路lm的连接部分的流路底面(h1)低于中间管路lm的流路底面中的位于最高位置的流路底面(图8中的h2)的形状。
然而，本发明的第一主管路及中间管路并不限定于此种构成。例如，即便中间管路自第一主管路水平地分支，只要中间管路的任一部分的流路底面高于第一主管路对于中间管路的连接部分的流路底面即可。例如，也可以中间管路自第一主管路向较水平方向而言稍微靠上方地分支的程度构成。
另外，所述实施例中，构成为第一主管路l1与中间管路lm所成的第一角度θ1小于第一主管路l1的上游部l11与下游部l12所成的第二角度θ2。而且，下游部l12相对于上游部l11呈直线状延伸设置。其原因在于：润滑油难以自第一主管路l1流入中间管路lm。
然而，本发明的第一主管路与中间管路所成的角度、及第一主管路的形状并不限定于此种构成。例如，在第一主管路向下方弯折的部分连接中间管路时等，也可相对于中间管路将第一主管路延伸设置为直线状。
另外，所述实施例中，将第一主管路l1的剖面积与中间管路lm的剖面积设为大致相同大小，且在中间管路lm中设置第一孔口lma，并且将所述第一孔口lma的剖面积设定成小于第一主管路l1的剖面积。其原因在于：利用第一孔口lma抑制润滑油向中间管路lm的第一孔口lma的更下游流入，从而润滑油容易滞留于第一主管路l1侧。
然而，本发明的中间管路并不限定于此种构成。例如，也可并不设置孔口而将中间管路整体的剖面积设定成小于第一主管路的剖面积。另外，中间管路lm的剖面积也可与第一主管路l1的剖面积不同，可大于第一主管路l1的剖面积，相反也可小于第一主管路l1的剖面积。