本发明涉及一种用于从被引导至动力传递装置的框体内部的流体池的润滑流体中将气体去除的动力传递装置的流路结构。
背景技术：
以往，作为搭载于车辆等中的动力传递装置，存在如下者，其具备：将内燃机的驱动力变速并输出的变速器、将从变速器输出的驱动力分配至左右驱动轮的差速器(differential)装置以及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的分动器(transfer)装置。
在这种动力传递装置中，将积存于框体内部的润滑油经由粗滤器(strainer)利用泵吸上来，并作为润滑油供给于动力传递装置的内置零件，或者用作液压作动装置用的作动液压(例如，参照专利文献1)。
[现有技术文献]
[专利文献]
[专利文献1]日本专利特开2014-119055号公报
技术实现要素：
[发明所要解决的问题]
且说，在如专利文献1记载的现有动力传递装置中，若泵从油池(流体池)中将润滑油等润滑流体与空气一起吸入，则担心出现无法供给所要求的作动压等不良情况。
为防止出现所述不良情况，考虑进行如下处理：使用除泡装置从被引导至流体池的润滑流体中将气体去除。但是，若另行设置用于从润滑流体中去除气体的除泡装置，则担心动力传递装置整体大型化。
本发明是鉴于以上方面而成者，目的在于提供一种可抑制动力传递装置整体的大型化，且从被引导至流体池的润滑流体中将气体去除的动力传递装置的流路结构。
[解决问题的技术手段]
为了达成所述目的，本发明是一种动力传递装置的流路结构，其用于从被引导至动力传递装置(例如，实施方式中的动力传递装置pt。以下相同)的框体(例如，实施方式中的变速器壳体31。以下相同)内部的流体池的润滑流体中将气体去除。所述动力传递装置的流路结构，具备：排出机构(例如，实施方式中的排出机构64。以下相同)，将被供给至配置于所述框体内部的流体压作动机构(例如，实施方式中的输入轴32、第一离合器c1、变矩器2等。以下相同)的所述润滑流体排出至所述框体的内部，且
所述框体包括在开口缘处相互接合的多个壳体构件(例如，实施方式中的tc侧壳体构件61、tm侧壳体构件62。以下相同)。
在所述壳体构件彼此之间夹持有垫片(gasket)(例如，实施方式中的垫片63。以下相同)。
所述垫片具有相比所述框体的所述开口缘而朝内部延伸的延伸部(例如，实施方式中的延伸部63a。以下相同)。
在所述框体的内部，从所述框体的上方部朝下方部延伸并将从所述排出机构排出的所述润滑流体引导至所述流体池的流路(例如，实施方式中的流路70。以下相同)是由所述延伸部和所述框体联合地形成。
所述排出机构朝所述流路排出所述润滑流体。
像这样，在本发明的流路结构中，将来自流体压作动机构的润滑流体从排出机构朝流路排出，因此，所排出的润滑流体以沿着流路的内表面的方式流动地移动。在所述移动时，气体从润滑流体中被排出，因此所述流路虽为简易的构成，但可获得充分的除泡效果。
然后，所述流路是使垫片的延伸部和框体联合(即，利用原本所配置的构件的一部分)而构成。因此，与另行安装独立的除泡装置的结构相比，可抑制装置整体的大型化。
因而，根据本发明的流路结构，可抑制动力传递装置整体的大型化，且从被引导至流体池的润滑流体中将气体去除。
另外，在本发明的流路结构中，
优选为，所述流路的下方侧的开口部(例如，实施方式中的排出端70a。以下相同)在所述流体池的液面成为水平面的状态下，相比所述液面而位于下方。
若流路的下方侧的开口部(即，排出端)相比流体池的液面而位于上方，则润滑流体从排出端滴落至液面，这时担心会产生泡。所以，若将流路的排出端构成为在流体池的液面成为水平面的状态下，相比所述液面而成为下方，则从流路排出的润滑流体不产生滴落地被引导至流体池。由此，可防止润滑流体到达流体池时起泡。
另外，在本发明的流路结构中，优选为，在所述框体的内部配置有构成所述动力传递装置的内置零件(例如，实施方式中的排出机构64、粗滤器65等。以下相同)，且
所述流路是由所述延伸部、所述框体及所述内置零件联合地形成。
若像这样使用原本配置于动力传递装置的框体或框体内部的内置零件构成流路，则可进一步削减用于构成流路的专用零件的件数，因此进一步容易抑制动力传递装置整体的大型化。
另外，为了达成所述目的，本发明是一种动力传递装置的流路结构，其用于从被引导至动力传递装置的框体的内部的流体池的润滑流体中将气体去除，所述动力传递装置的流路结构具备：排出机构，将被供给至配置于所述框体的所述内部的流体压作动机构的所述润滑流体排出至所述框体的所述内部；以及内置零件，配置于所述框体的所述内部并构成所述动力传递装置，且
所述框体包括在开口缘处相互接合的多个壳体构件，
在所述壳体构件彼此之间夹持有垫片，
所述垫片具有相比所述框体的所述开口缘而朝内部延伸的延伸部，
在所述框体的所述内部，从所述框体的上方部朝下方部延伸并将从所述排出机构排出的所述润滑流体引导至所述流体池的流路是由所述延伸部和所述内置零件联合地形成，
所述排出机构朝所述流路排出所述润滑流体。
附图说明
图1是示意性地表示搭载有具备实施方式的流路结构的动力传递装置的车辆的说明图。
图2是表示搭载于图1的车辆中的变速器的骨架图。
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中的各卡合机构的卡合状态的说明图。
图5是将图1的动力传递装置的变速器壳体的主要部分以剖面形式表示的主视图。
图6是表示图5的变速器壳体的变速器(transmission，tm)侧壳体构件以及固定于tm侧壳体构件的内置零件及垫片的侧面图。
图7是表示图5的变速器壳体的变矩器(torqueconverter，tc)侧壳体构件及固定于tc侧壳体构件的内置零件的侧面图。
图8是表示图5的变速器壳体的流路的侧面图。
[附图标记说明]
1：曲轴；
2：变矩器；
3：变速器；
4：前差速器齿轮(差速器装置)；
5：分动器装置；
6：后差速器齿轮；
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；
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：差速器半轴齿轮；
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；
61a：肋条；
62：tm侧壳体构件；
63：垫片；
63a：延伸部；
64：排出机构；
64a：排出口；
65：粗滤器；
65a：吸口部；
66：泵；
70：流路；
70a：排出端；
b1：第一制动器；
b2：第二制动器：
b3：第三制动器；
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；
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。
具体实施方式
以下，参照附图对搭载有具备实施方式的流路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2、连接于变矩器2的变速器3、连接于变速器3的前差速器齿轮4(差速器装置)、连接于前差速器齿轮4的分动器(transfer)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、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将沿不同方向旋转，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将沿同一方向旋转。
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及内齿圈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及内齿圈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及内齿圈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及内齿圈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。
双向离合器孔是兼具作为第四制动器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)的操作信息等规定的车辆信息，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以及第三离合器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、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、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。
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，追随进行动力传递的行星齿轮机构而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以及第二行星齿轮机构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。将规定的变速档的变速比除以比规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)以及内齿圈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，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，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”。
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，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，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，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rc(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，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”，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，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，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(downshift)以及从五档到后述的六档的升档(upshift)。
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，而允许第三连结体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，而第三连结体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，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)以及内齿圈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，而第二连结体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，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。
返回图2，前差速器齿轮4具备旋转自如地支撑于变速器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的外周固定着与设置于惰轮轴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而被传递至差速器壳体41。差速器壳体41的旋转是对应于左前轮wfl及右后轮wrr的荷载而被传递至前部左车轴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是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的对向端分别以花键结合有差速器半轴齿轮44。
在差速器壳体41的内部以与前部左输出轴43l及前部右输出轴43r正交的方式固定有小齿轮轴(pinionshaft)45。与两个差速器半轴齿轮44分别啮合的一对小齿轮(piniongear)46旋转自如地支撑于小齿轮轴45。
分动器装置5具备：分动器输入轴51，从前差速器齿轮4的最终从动齿轮42被传递驱动力；以及分动器输出轴52，从分动器输入轴51被传递驱动力，并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侧的端部有以花键结合并轴支承与最终从动齿轮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的第一锥齿轮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。另一方面，在分动器输出轴52的后端结合有推进轴8端。
通过第一锥齿轮54与第二锥齿轮55啮合，分动器输入轴51的旋转经由分动器输出轴52而被传递至推进轴8(参照图1)。
接下来，参照图5～图8对变速器壳体31(框体)及设置于其内部的动力传递装置pt的流路结构进行说明。所述流路结构是用于从润滑油(润滑流体)中将气体去除，其中，所述润滑油(润滑流体)是从作为流体压作动机构的液压作动机构(例如，变矩器2、输入轴32、第一离合器c1等)被排出至变速器壳体31的内部并在所述内部形成油池(流体池)。
首先，参照图5～图8来说明流路结构的构成。
如图5所示，变速器壳体31是使tc侧壳体构件61(变矩器侧壳体构件)和tm侧壳体构件62(变速器侧壳体构件)在开口缘处相互接合而构成。另外，为了防止内部的润滑油漏出，在tc侧壳体构件61的开口端缘和tm侧壳体构件62的开口端缘之间夹持有垫片63。
如图6所示，垫片63在成为后述的排出机构64和泵66之间的位置具有相比变速器壳体31的开口端缘而朝内部延伸的延伸部63a。
在tm侧壳体构件62(即，变速器壳体31)的内部配置有构成动力传递装置pt的内置零件(例如，排出机构64、粗滤器65、泵66等)。
将排出机构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是将在液压作动机构中利用的作动油的至少一部分作为润滑油从排出机构64的排出口64a排出至变速器壳体31的内部的机构。
另外，将粗滤器65及泵66配置于tm侧壳体构件62的内部空间的下方，且相比垫片63(即，tm侧壳体构件62的端面)而靠tc侧壳体构件61侧，且在与最终从动齿轮42的旋转中心轴线相交的方向上远离最终从动齿轮42的位置(即，在车辆v的前进方向上成为前侧的位置)。
粗滤器65在其下表面中央部具有从油池吸入润滑油的吸口部65a。粗滤器65自其吸口部65a从在变速器壳体31的内部积存润滑油而形成的油池中将润滑油吸入，并经由泵66供给于液压作动机构。
如图7所示，tc侧壳体构件61在与垫片63的延伸部63a对应的位置具有朝tm侧壳体构件62侧突出并沿上下方向延伸的肋条(rib)61a。
如图8所示，在动力传递装置pt的流路结构中，由排出机构64的外表面、垫片63的延伸部63a、tc侧壳体构件61的肋条61a及泵66的外表面在垫片63和tc侧壳体构件61之间形成流路70。
接下来，参照图8来说明流路结构的流路70。再者，图8中，用粗线表示形成于变速器壳体31内部的油池的油面(液面)。另外，用箭头表示从排出机构64排出的润滑油的流动。
流路70从变速器壳体31的上方部朝下方部延伸，并将从排出机构64的排出口64a排出的润滑油引导至形成于变速器壳体31下方的油池。
这里，排出机构64的排出口64a朝流路70的内表面(具体来说，构成流路70的排出机构64的外表面)排出润滑油。由此，所排出的润滑油以沿着流路70的内表面的方式流动地移动，因此在所述移动时，气体从润滑油中被排出。
另外，流路70的下方侧的开口部(即，排出端70a)在油池的油面成为水平面的状态下，相比油面而位于下方。由此，从流路70排出的润滑油不产生滴落地被引导至油池，因此，可防止润滑油到达油池时起泡。
如以上所说明的那样，在本发明的流路结构中，将来自液压作动机构的润滑油从排出机构64朝流路70的内表面排出，因此，所排出的润滑油以沿着流路70的内表面的方式流动地移动。在所述移动时，气体从润滑油中被排出，因此流路70虽为简易的构成，但可获得充分的除泡效果。
然后，所述流路70是使用垫片63的延伸部63a(即，利用原本所配置的构件的一部分)而构成。因此，与另行安装独立的除泡装置的结构相比，可抑制装置整体的大型化。
因而，根据所述流路结构，可抑制动力传递装置pt整体的大型化，且从被引导至油池的润滑油中将气体去除。
以上，对图示的实施方式进行了说明，但本发明并不限于这种形态。
例如，在所述实施方式中，由排出机构64的外表面、垫片63的延伸部63a、tc侧壳体构件61的肋条61a及泵66的外表面在垫片63和tc侧壳体构件61之间形成流路70。为了形成流路70而使用这些构件的原因在于削减仅为了形成除泡装置而使用的专用零件的件数。
但是，本发明的流路也可以仅利用延伸部和内置零件或者仅利用延伸部和框体来形成流路。另外，也可以使延伸部弯曲而成为剖面l字形状，不利用泵等内置零件，且省略流路用的肋条来形成流路。
另外，在所述实施方式中，将流路70的下方侧的开口部(即，排出端70a)构成为在油池的油面成为水平面的状态下，相比油面而位于下方。其原因在于防止从流路70排出的润滑油因滴落至油池而在油池中产生泡。
但是，本发明的流路并不限定于这种构成。例如，即使流路的下方侧的开口部相比水平时的油面而位于上方一些，只要为不会将空气卷入油池内的程度，则也没有问题。另外，在以润滑油沿着框体的壁面的方式从排出机构排出润滑油的情况下，即使不使流路的开口部相比油池的油面而位于下方，也不会滴落。因此，在以这种方式构成的情况下，流路的下方侧的开口部也可以相比油面而位于上方。