CN108626365B - 动力传递装置的润滑结构 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种可在筐体的内部抑制自润滑流体对旋转体施加的阻力并可防止空气混入至润滑流体的动力传递装置的润滑结构及垫圈。润滑结构体包括具有吸口部(65a)的粗滤器(65)、及对变速器壳体(31)的内部空间进行分隔的间隔构件(63a)、间隔构件(64b)、间隔构件(62a)、间隔构件(62b)。间隔构件(63a)、间隔构件(64b)、间隔构件(62a)、间隔构件(62b)划分收容最终从动齿轮(42)的差速器室(DR)、及在上方与差速器室(DR)连通且收容粗滤器(65)的粗滤器室(SR)。

Description

动力传递装置的润滑结构
技术领域
本发明涉及一种动力传递装置的润滑结构及垫圈，其在动力传递装置的筐体的内部润滑流体滞留而形成的积存流体中浸渍旋转体而对所述旋转体进行润滑的。
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，有包括如下润滑结构的装置：在筐体的内部润滑油(润滑流体)滞留而形成的积存油(积存流体)中浸渍最终从动齿轮(final driven gear)(旋转体)而对所述最终从动齿轮进行润滑的润滑结构(例如，参照专利文献1)。
此种动力传递装置中，通常经由粗滤器(strainer)并利用泵抽出筐体内部滞留的润滑油，从而作为润滑油供给至动力传递装置的零件、或作为油压工作装置用的工作油压而使用。
此处，若泵自积存油与润滑油一同吸入空气，则存在会产生无法供给要求的工作油压等不良情况的担忧。因此，粗滤器的配置位置、或润滑油的量是以粗滤器的吸口部一直没入积存油的方式设定。
[现有技术文献]
[专利文献]
[专利文献1]日本专利特开2010-242829号公报
发明内容
发明要解决的课题
然而，专利文献1所记载般的润滑结构中，在积存流体的润滑流体的量过多的情况下，在因旋转体而扬起润滑流体时，存在自润滑流体对旋转体施加的阻力变大的担忧。
一方面，在为了降低对旋转体施加的阻力而减少积存流体的润滑流体的量的情况下，粗滤器的吸口部露出而粗滤器与润滑流体一同吸入空气，从而存在经由粗滤器而供给至其他机构的润滑流体中混入空气的担忧。
本发明是鉴于以上方面而成，其目的在于提供一种可在筐体的内部抑制自润滑流体对旋转体施加的阻力、且可防止粗滤器的吸口部自积存流体露出的动力传递装置的润滑结构及垫圈(gasket)。
解决问题的技术手段
为了达成所述目的，本发明为
一种在动力传递装置(例如，实施方式的动力传递装置PT。以下相同)的筐体(例如，实施方式的变速器壳体31。以下相同)的内部润滑流体滞留而形成的积存流体中浸渍旋转体(例如，实施方式的最终从动齿轮42。以下相同)而对所述旋转体进行润滑的动力传递装置的润滑结构，且包括：
配置于所述筐体的内部的粗滤器(例如，实施方式的粗滤器65。以下相同)、及对所述筐体的内部空间进行分隔的间隔构件(例如，实施方式的突出部63a及壁部64b。以下相同)，
所述粗滤器具有自所述积存流体吸入所述润滑流体的吸口部(例如，实施方式的吸口部65a。以下相同)，
所述间隔构件通过对所述筐体的内部空间进行分隔而划分收容所述旋转体的第1室(例如，实施方式的差速器室DR。以下相同)、及在上方与所述第1室连通且收容所述粗滤器的第2室(例如，实施方式的粗滤器室SR。以下相同)。
如此，本发明的润滑结构中，利用间隔构件而将筐体的内部空间分隔为第1室与第2室。即，筐体内部所形成的积存流体也被分为第1室侧的积存流体与第2室侧的积存流体。
由此，因旋转体的旋转而被扬起的润滑流体被限定于第1室侧的积存流体的润滑流体。而且，被扬起的润滑流体不仅滞留于第1室中，也通过相连通的部分而被供给至第2室。其后，供给至第2室的润滑流体因间隔构件而滞留于第2室。结果，与并未设置间隔构件的情况相比，第1室的积存流体的液面高度变低，且第2室的积存流体的液面高度变高。
因此，根据本发明的润滑结构，使第1室的积存流体的液面高度降低，由此使旋转体的没入水中的部分减少，从而在自所述积存流体扬起润滑流体时，可抑制自润滑流体对旋转体施加的阻力。
另外，通过以高的状态维持第2室的积存流体的液面高度，可防止粗滤器的吸口部自积存流体露出。
另外，本发明的润滑结构中，
所述筐体包含互相以开口缘接合的多个壳体构件(例如，实施方式的TC侧壳体构件61及TM侧壳体构件62。以下相同)，
所述壳体构件彼此之间夹持有垫圈(例如，垫圈63。以下相同)，
所述垫圈具有突出至所述筐体的内部的突出部(例如，实施方式的突出部63a。以下相同)，所述间隔构件优选为使用所述突出部而构成。
若使用此种垫圈的突出部(例如，仅由突出部、或将突出部与其他构件组合)构成间隔构件，则在安装垫圈的同时可将间隔构件固定，可省略仅用于固定间隔构件的工序，因此可容易地构成第1室及第2室。
为了达成所述目的，本发明的垫圈
被夹持于多个壳体构件彼此之间，筐体包括以开口缘互相接合的所述多个壳体构件，且收容动力传递装置的旋转体及粗滤器，且其中：
在夹持于所述壳体构件彼此之间时，具有向所述筐体的内部突出的突出部，以在所述筐体的内部空间中划分为收容所述旋转体的第1室、及在上方与所述第1室连通且收容所述粗滤器的第2室。
若使用此种构成的垫圈形成筐体，则在其内部自动地构成第1室、及在上方与第1室连通的第2室。由此，在使用所述垫圈形成的筐体的内部，与并未设置间隔构件的情况相比，第1室的积存流体的液面高度变低，且与未设置间隔构件的情况相比，第2室的积存流体的液面高度变高。
因此，根据使用本发明的垫圈而构成的润滑结构，使第1室的积存流体的液面高度降低，由此使旋转体的没入水中的部分减少，从而可抑制自所述积存流体扬起润滑流体的旋转体的旋转时的润滑流体的阻力。另外，通过以高的状态维持第2室的积存流体的液面高度，可防止粗滤器的吸口部自积存流体露出。
附图说明
图1是示意性表示搭载有包括实施方式的润滑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构架(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5是表示相对于图4的变速器壳体的TM侧壳体构件的、导管(duct)的位置的侧面图。
图6是表示图5的导管的立体图。
图7是表示相对于图4的变速器壳体的TM侧壳体构件的、垫圈及粗滤器的位置的侧面图。
图8是表示图4的变速器壳体的导管与粗滤器的位置关系的、自下方观察时的立体图。
图9是示意性表示图4的变速器壳体的差速器室及粗滤器室的位置的A-A线剖面图。
图10是表示图4的变速器壳体的内部的润滑油的流动的侧面图。
图11A、图11B是表示图4的变速器壳体的内部的积存油的油面的说明图，且图11A表示加速时，图11B表示制动时。
符号的说明
1：曲轴；
2：变矩器；
3：变速器；
4：前差速齿轮(差速器装置)；
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(筐体)；
32：输入轴；
33：输出构件；
34：空转齿轮；
35：空转轴；
36：最终驱动齿轮；
41：差速器壳体；
42：最终从动齿轮(旋转体)；
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1锥齿轮；
55：第2锥齿轮；
61：TC侧壳体构件；
62：TM侧壳体构件；
62a：第1隔板肋部；
62b：第2隔板肋部；
63：垫圈；
63a：突出部；
64：导管；
64a：本体部；
64a1：第1开口部；
64a2：第2开口部；
64b：壁部；
64c：支撑部；
64c1：螺孔；
65：粗滤器；
65a：吸口部；
65b：第1突起部；
65c：第2突起部；
B1：第1制动器；
B2：第2制动器；
B3：第3制动器；
C1：第1离合器；
C2：第2离合器；
C3：第3离合器；
Ca、Cb、Cc、Cd：齿轮架；
DR：差速器室(第1室)；
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1行星齿轮机构；
PG2：第2行星齿轮机构；
PG3：第3行星齿轮机构；
PG4：第4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；
SR：粗滤器室(第2室)；
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，对搭载有包括实施方式的润滑结构的动力传递装置的车辆进行说明。
如图1所示，发动机E(内燃机、驱动源)以曲轴(crankshaft)1朝向车辆V的车体左右方向的方式相对于车体横置而进行搭载。发动机E的驱动力经由动力传递装置PT而传递至左前轮WFL及右前轮WFR、以及左后轮WRL及右后轮WRR。
动力传递装置PT包含：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的前差速齿轮(front differential gear)4(差速器装置)、连接于前差速齿轮4的分动器装置5、及连接于分动器装置5的后差速齿轮(rear differential gear)6。
前差速齿轮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。后差速齿轮6经由推进轴(propeller shaft)8而连接于分动器装置5，并且经由后部左车轴9L及后部右车轴9R而连接于左后轮WRL及右后轮WRR。
如图2的构架图所示，变速器3包括：输入轴32，旋转自如地轴支撑于变速器壳体31(筐体)的内部；及输出构件33，包含与输入轴32同心地配置的输出齿轮。
发动机E输出的驱动力经由具有锁止离合器(lock-up clutch)及减震器(damper)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咬合的空转齿轮(idle gear)34、对空转齿轮34进行轴支撑的空转轴35、轴支撑于空转轴35的最终驱动齿轮(final drive gear)36、及与最终驱动齿轮36咬合的最终从动齿轮(final driven gear)42(即，前差速齿轮4)而传递至左前轮WFL及右前轮WFR(参照图1)。
再者，动力传递装置PT中，也可取代变矩器2而设置摩擦卡合自如地构成的单板型或多板型的起动离合器。
在变速器壳体31的内部，自发动机E侧起依次与输入轴32同心地配置有第1行星齿轮机构PG1、第2行星齿轮机构PG2、第3行星齿轮机构PG3、及第4行星齿轮机构PG4。
第3行星齿轮机构PG3作为所谓的单小齿轮(single pinion)型行星齿轮机构而构成，所述单小齿轮型行星齿轮机构将太阳齿轮(sun gear)Sc、内齿圈(ring gear)Rc及齿轮架(carrier)Cc作为要素，所述齿轮架Cc将与太阳齿轮Sc及内齿圈Rc咬合的小齿轮Pc轴支撑为自转及公转自如。
所谓的单小齿轮型行星齿轮机构中，当使齿轮架固定而使太阳齿轮旋转时，内齿圈朝与太阳齿轮不同的方向旋转，因此也称作负向(minus)行星齿轮机构或反向(negative)行星齿轮机构。再者，所谓的单小齿轮型行星齿轮机构中，当使内齿圈固定而使太阳齿轮旋转时，齿轮架朝与太阳齿轮相同的方向旋转。
图3的自上方起第2段所示的列线图(可以直线(速度线)表示太阳齿轮、齿轮架、内齿圈三个要素的相对旋转速度的比的图)是第3行星齿轮机构PG3的列线图。如所述列线图所示，若将第3行星齿轮机构PG3的三个要素即太阳齿轮Sc、齿轮架Cc、内齿圈Rc依照列线图中的与齿轮比(内齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)对应的间隔下的排列顺序而从左侧起分别设为第1要素、第2要素及第3要素，则第1要素为太阳齿轮Sc，第2要素为齿轮架Cc，第3要素为内齿圈Rc。
此处，当将第3行星齿轮机构PG3的齿轮比设为h时，太阳齿轮Sc至齿轮架Cc的间隔和齿轮架Cc至内齿圈Rc的间隔的比被设定为h：1。再者，列线图中，下方的横线与上方的横线(与4th及6th重合的线)分别表示旋转速度为“0”与“1”(与输入轴32相同的旋转速度)。
第4行星齿轮机构PG4也作为所谓的单小齿轮型行星齿轮机构而构成，所述单小齿轮型行星齿轮机构将太阳齿轮Sd、内齿圈Rd及齿轮架Cd作为要素，所述齿轮架Cd将与太阳齿轮Sd及内齿圈Rd咬合的小齿轮Pd轴支撑为自转及公转自如。
图3的自上方起第1段(最上段)所示的列线图为第4行星齿轮机构PG4的列线图。如所述列线图所示，若将第4行星齿轮机构PG4的三个要素即太阳齿轮Sd、齿轮架Cd、内齿圈Rd依照列线图中的与齿轮比对应的间隔下的排列顺序而从左侧起分别设为第4要素、第5要素及第6要素，则第4要素为内齿圈Rd，第5要素为齿轮架Cd，第6要素为太阳齿轮Sd。
此处，当将第4行星齿轮机构PG4的齿轮比设为i时，太阳齿轮Sd至齿轮架Cd的间隔和齿轮架Cd至内齿圈Rd的间隔的比被设定为i：1。
第1行星齿轮机构PG1也包含所谓的单小齿轮型行星齿轮机构，所述单小齿轮型的行星齿轮机构将太阳齿轮Sa、内齿圈Ra及齿轮架Ca作为要素，所述齿轮架Ca将与太阳齿轮Sa及内齿圈Ra咬合的小齿轮Pa轴支撑为自转及公转自如。
图3的自上方起第3段所示的列线图为第1行星齿轮机构PG1的列线图。如所述列线图所示，若将第1行星齿轮机构PG1的三个要素即太阳齿轮Sa、齿轮架Ca、内齿圈Ra依照列线图中的与齿轮比对应的间隔下的排列顺序而从左侧起分别设为第7要素、第8要素及第9要素，则第7要素为太阳齿轮Sa，第8要素为齿轮架Ca，第9要素为内齿圈Ra。
此处，当将第1行星齿轮机构PG1的齿轮比设为j时，太阳齿轮Sa至齿轮架Ca的间隔和齿轮架Ca至内齿圈Ra的间隔的比被设定为j：1。
第2行星齿轮机构PG2也包含所谓的单小齿轮型行星齿轮机构，所述单小齿轮型行星齿轮机构将太阳齿轮Sb、内齿圈Rb及齿轮架Cb作为要素，所述齿轮架Cb将与太阳齿轮Sb及内齿圈Rb咬合的小齿轮Pb轴支撑为自转及公转自如。
图3的自上方起第4段(最下段)所示的列线图为第2行星齿轮机构PG2的列线图。如所述列线图所示，若将第2行星齿轮机构PG2的三个要素即太阳齿轮Sb、齿轮架Cb、内齿圈Rb依照列线图中的与齿轮比对应的间隔下的排列顺序而从左侧起分别设为第10要素、第11要素及第12要素，则第10要素为内齿圈Rb，第11要素为齿轮架Cb，第12要素为太阳齿轮Sb。
此处，当将第2行星齿轮机构PG2的齿轮比设为k时，太阳齿轮Sb至齿轮架Cb的间隔和齿轮架Cb至内齿圈Rb的间隔的比被设定为k：1。
第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)连结于输入轴32。另外，第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)连结于包含输出齿轮的输出构件33。
另外，第3行星齿轮机构PG3的齿轮架Cc(第2要素)与第4行星齿轮机构PG4的齿轮架Cd(第5要素)及第1行星齿轮机构PG1的内齿圈Ra(第9要素)连结，而构成第1连结体Cc-Cd-Ra。
另外，第3行星齿轮机构PG3的内齿圈Rc(第3要素)与第2行星齿轮机构PG2的太阳齿轮Sb(第12要素)连结，而构成第2连结体Rc-Sb。
另外，第1行星齿轮机构PG1的齿轮架Ca(第8要素)与第2行星齿轮机构PG2的齿轮架Cb(第11要素)连结，而构成第3连结体Ca-Cb。
另外，变速器3包括七个卡合机构，所述七个卡合机构包含第1离合器C1、第2离合器C2及第3离合器C3三个离合器、第1制动器B1、第2制动器B2及第3制动器B3三个制动器、以及一个双向离合器(two-way clutch)F1。
第1离合器C1为油压工作型的湿式多板离合器。利用所述第1离合器C1而第3行星齿轮机构PG3构成为在连结太阳齿轮Sc(第1要素)和第3连结体Ca-Cb的连结状态、与断开所述连结的开放状态之间切换自如。
第3离合器C3为油压工作型的湿式多板离合器。利用所述第3离合器C3而第3行星齿轮机构PG3构成为在连结太阳齿轮Sc(第1要素)和第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的连结状态、与断开所述连结的开放状态之间切换自如。
第2离合器C2为油压工作型的湿式多板离合器。利用所述第2离合器C2而第4行星齿轮机构PG4构成为在连结太阳齿轮Sd(第6要素)和第2连结体Rc-Sb的连结状态、与断开所述连结的开放状态之间切换自如。
双向离合器F1兼备作为第4制动器B4的功能。所述双向离合器F1构成为在允许第3连结体Ca-Cb正转(朝向与输入轴32及输出构件33的旋转方向相同的方向旋转)而阻止反转的反转阻止状态、与将第3连结体Ca-Cb固定于变速器壳体31的固定状态之间切换自如。
双向离合器F1在反转阻止状态下，当对第3连结体Ca-Cb施加有欲朝正转方向旋转的力时，允许所述旋转而成为开放状态。一方面，当施加有欲朝反转方向旋转的力时，阻止所述旋转而成为固定于变速器壳体31的固定状态。
第1制动器B1为油压工作型的湿式多板制动器。利用所述第1制动器B1而第1行星齿轮机构PG1构成为在将太阳齿轮Sa(第7要素)固定于变速器壳体31的固定状态、与解除所述固定的开放状态之间切换自如。
第2制动器B2为油压工作型的湿式多板制动器。利用所述第2制动器B2而第4行星齿轮机构PG4构成为在将太阳齿轮Sd(第6要素)固定于变速器壳体31的固定状态、与解除所述固定的开放状态之间切换自如。
第3制动器B3为油压工作型的湿式多板制动器。利用所述第3制动器B3而第4行星齿轮机构PG4构成为在将内齿圈Rd(第4要素)固定于变速器壳体31的固定状态、与解除所述固定的开放状态之间切换自如。
第1离合器C1、第2离合器C2及第3离合器C3三个离合器、第1制动器B1、第2制动器B2及第3制动器B3三个制动器、以及一个双向离合器F1的切换是通过包含传动控制单元(transmission control unit，TCU)的变速控制装置ECU(参照图1)并基于自省略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来进行控制。
变速控制装置ECU包含由省略图示的中央处理单元(Central Processing Unit，CPU)或存储器等构成的电子单元。变速控制装置ECU接收车辆V的行驶速度或油门开度、发动机E的旋转速度或输出扭矩、拨片换挡杆(paddle shift lever)的操作信息等规定的车辆信息，并且由CPU施行存储器等存储装置中所保持的控制程序，由此对变速器3进行控制。
变速器3中，在输入轴32的轴线上，自发动机E及变矩器2侧起，依次配置有第1离合器C1、第1行星齿轮机构PG1、第2行星齿轮机构PG2、第3行星齿轮机构PG3、第2离合器C2、第4行星齿轮机构PG4、第3离合器C3。
而且，第3制动器B3配置于第4行星齿轮机构PG4的径向外侧，第2制动器B2配置于第2离合器C2的径向外侧，第1制动器B1配置于第1离合器C1的径向外侧，双向离合器F1配置于第1行星齿轮机构PG1的径向外侧。
因此，变速器3中，将第1制动器B1、第2制动器B2及第3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侧。由此，和将第1制动器B1、第2制动器B2及第3制动器B3以及双向离合器F1与行星齿轮机构一同并列配置于输入轴32的轴线上的情况相比，变速器3的轴长缩短化。
再者，将第3制动器B3配置于第3离合器C3的径向外侧，将第2制动器B2配置于第4行星齿轮机构PG4的径向外侧，也可同样地实现缩短化。
Figure GDA0002497519740000081
表1
此处，参照图3及表1(如上)，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中以虚线所示的速度线表示：其他行星齿轮机构的各要素追随于第1行星齿轮机构PG1、第2行星齿轮机构PG2、第3行星齿轮机构PG3及第4行星齿轮机构PG4中的进行动力传递的行星齿轮机构而旋转(空转)。
表1是将后述的各变速档的第1离合器C1、第2离合器C2及第3离合器C3三个离合器、第1制动器B1、第2制动器B2及第3制动器B3三个制动器、以及一个双向离合器F1状态汇总而表示的图。
所述图中，第1离合器C1、第2离合器C2及第3离合器C3、第1制动器B1、第2制动器B2及第3制动器B3的列的“○”表示连结状态或固定状态，空栏表示开放状态。另外，双向离合器F1的列的“R”表示反转阻止状态，“L”表示固定状态。
另外，标注下划线的“R”及“L”表示通过双向离合器F1的作用而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为“0”。另外，“R/L”表示：在通常时，为反转阻止状态的“R”，但在使发动机制动器发挥作用的情况下，切换为固定状态“L”。
另外，表1中也示出将第3行星齿轮机构PG3的齿轮比h设为2.734、将第4行星齿轮机构PG4的齿轮比i设为1.614、将第1行星齿轮机构PG1的齿轮比j设为2.681、将第2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)、及公比(各变速档间的变速比的比。规定变速档的变速比除以比规定变速档高1档的高速侧的变速档的变速比所得的值)，据此得知，可适当地设定公比。
在确立1速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态(表1的R)，将第1制动器B1及第2制动器B2设为固定状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态(R)且将第1制动器B1设为固定状态，从而第3连结体Ca-Cb及第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的反转被阻止，第3连结体Ca-Cb及第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的旋转速度变为“0”。
由此，第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)、齿轮架Ca(第8要素)、齿轮架Ra(第9要素)成为不能相对旋转的锁定状态，包含第1行星齿轮机构PG1的内齿圈Ra(第9要素)的第1连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度也变为“0”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“1st”，1速档得以确立。
再者，无需为了确立1速档而将第二制动器B2设为固定状态。然而，在1速档中设为固定状态，以便可从1速档顺畅地变速至后述的2速档。另外，于在1速档下使发动机制动器发挥作用的情况下，只要将双向离合器F1自反转阻止状态(R)切换为固定状态(L)即可。
在确立2速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态(R)，将第1制动器B1及第2制动器B2设为固定状态，将第2离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第1制动器B1设为固定状态，从而第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的旋转速度变为“0”。另外，通过将第2制动器B2设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第2离合器C2设为连结状态，从而第2连结体Rc-Sb的旋转速度变为与第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度相同的速度即“0”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“2nd”，2速档得以确立。
在确立3速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第1制动器B1及第2制动器B2设为固定状态，将第3离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第1制动器B1设为固定状态，从而第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的旋转速度变为“0”。另外，通过将第2制动器B2设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第3离合器C3设为连结状态，从而第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度变为与连结于输入轴32的第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
由此，第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”，内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度变为“1”，因此齿轮架Cd(第5要素)的旋转速度，即，第1连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度变为i/(i+1)。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“3rd”，3速档得以确立。
在确立4速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第1制动器B1设为固定状态，将第2离合器C2及第3离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第1制动器B1设为固定状态，从而第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第2离合器C2设为连结状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)与第2连结体Rc-Sb以相同速度旋转。由此，在第3行星齿轮机构PG3与第4行星齿轮机构PG4之间，齿轮架Cc(第2要素)与齿轮架Cd(第5要素)连结，内齿圈Rc(第3要素)与太阳齿轮Sd(第6要素)连结。因此，在将第2离合器C2设为连结状态的4速档中，可利用第3行星齿轮机构PG3与第4行星齿轮机构PG4来描绘包含四个要素的一个列线图。
进而，通过将第3离合器C3设为连结状态，从而第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”，由第3行星齿轮机构PG3与第4行星齿轮机构PG4所构成的四个要素中的两个要素的旋转速度变为相同的速度即“1”。
由此，第3行星齿轮机构PG3及第4行星齿轮机构PG4的各要素成为不能相对旋转的锁定状态，第3行星齿轮机构PG3及第4行星齿轮机构PG4的所有要素的旋转速度变为“1”。另外，第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为j/(j+1)。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“4th”，4速档得以确立。
在确立5速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第1制动器B1设为固定状态，将第1离合器C1及第3离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第1制动器B1设为固定状态，从而第1行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第7要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“5th”，5速档得以确立。
再者，无需为了确立5速档而将第3离合器C3设为连结状态。然而，由于在4速档及后述的6速档中需要将第3离合器C3设为连结状态，因此在5速档中也设为连结状态，以便能顺畅地进行从5速档向4速档的降档以及从5速档向后述的6速档的升档。
在确立6速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第1离合器C1、第2离合器C3、及第3离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。
另外，通过将第2离合器C2及第3离合器C3设为连结状态，从而如在4速档中所说明般，第3行星齿轮机构PG3与第4行星齿轮机构PG4的各要素成为不能相对旋转的状态，第2连结体Rc-Sb的旋转速度变为“1”。另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为“1”。
由此，第2行星齿轮机构PG2中，齿轮架Cb(第11要素)与太阳齿轮Sb(第12要素)变为相同的速度即“1”，各要素成为不能相对旋转的锁定状态。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“6th”即“1”，6速档得以确立。
在确立7速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第2制动器B2设为固定状态，将第1离合器C1及第3离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第2制动器B2设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第3离合器C3设为连结状态，从而第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”，包含第4行星齿轮机构PG4的齿轮架Cd(第5要素)的第1连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度变为i/(i+1)。另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为与连结于输入轴32的第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“7th”，7速档得以确立。
在确立8速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第2制动器B2设为固定状态，将第1离合器C1及第2离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第2制动器B2设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第2离合器C2设为连结状态，从而第2连结体Rc-Sb的旋转速度变为与第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度相同的速度即“0”。另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“8th”，8速档得以确立。
在确立9速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第2制动器B2及第3制动器B3设为固定状态，将第1离合器C1设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第2制动器B2设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)的旋转速度变为“0”。另外，通过将第3制动器B3设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度也变为“0”。
由此，第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)、齿轮架Cd(第5要素)、内齿圈Rd(第4要素)成为不能相对旋转的锁定状态，包含第4行星齿轮机构PG4的齿轮架Cd(第5要素)的第1连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度也变为“0”。
另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“9th”，9速档得以确立。
在确立10速档时，将双向离合器F1设为反转阻止状态，将第3制动器B3设为固定状态，将第1离合器C1及第2离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为反转阻止状态，从而允许第3连结体Ca-Cb的正转。另外，通过将第3制动器B3设为固定状态，从而第4行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第4要素)的旋转速度变为“0”。
另外，通过将第2离合器C2设为连结状态，从而第2连结体Rc-Sb与第4行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第6要素)以相同的速度旋转。另外，通过将第1离合器C1设为连结状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为与第3行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第1要素)的旋转速度相同的速度即“1”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的“10th”，10速档得以确立。
在确立后退档时，将双向离合器F1设为固定状态(表1的L)，将第2制动器B2设为固定状态，将第3离合器C3设为连结状态。
通过将第2制动器B2设为固定状态，并将第3离合器C3设为连结状态，从而第1连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度变为i/(i+1)。另外，通过将双向离合器F1设为固定状态，从而第3连结体Ca-Cb的旋转速度变为“0”。
而且，连结有输出构件33的第2行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第10要素)的旋转速度变为图3所示的反转即“Rvs”，后退档得以确立。
返回至图2，前差速齿轮4包括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4)。在差速器壳体41的外周，固定有与设置于空转轴35的最终驱动齿轮36咬合的最终从动齿轮42。
变速器3的空转轴35的旋转经由最终驱动齿轮36及最终从动齿轮42而传递至差速齿轮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(spline coupling)有差速器侧齿轮(differential side gear)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(pinion shaft)45。在小齿轮轴45，旋转自如地支撑有分别与两个差速器侧齿轮44咬合的一对小齿轮(pinion gear)46。
分动器装置5包括：分动器输入轴51，自前差速齿轮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的前差速齿轮4侧的端部，花键嵌合并轴支撑有与最终从动齿轮42咬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(helical gear)的第1锥齿轮(bevel gear)54。
在分动器输出轴52的分动器输入轴51侧的端部(前段)设置有作为斜齿轮的第2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1锥齿轮54与第2锥齿轮55咬合，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4～图11A、图11B对变速器壳体31(筐体)及其内部所设置的润滑结构进行说明。
所述润滑结构用于在变速器壳体31的内部润滑油(润滑流体)滞留而形成的积存油(积存流体)中浸渍最终从动齿轮42(旋转体)并对所述最终从动齿轮42进行润滑、并且自所述积存油利用最终从动齿轮42的旋转而扬起润滑油从而对变速器壳体31的内部所收容的其他机构进行润滑。
首先，参照图4～图9来对润滑结构的构成进行说明。
如图4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。
如图5所示，在变速器壳体31的内部空间的下方的、成为TM侧壳体构件62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)配置有导管64。
如图6所示，导管64具有：筒状的本体部64a、自本体部64a的一开口部的边(第1开口部64a1)向径向扩大的壁部64b、及相对于本体部64a的周面及壁部64b而竖立设置且对壁部64b进行支撑的支撑部64c。在支撑部64c形成有用于将导管64螺固于TM侧壳体构件62的螺孔64c1。
返回至图5，导管64以本体部64a的轴线沿着车辆V的行进方向的方式配置。TM侧壳体构件62在安装导管64时，在成为其壁部64b的下方的位置具有突出至导管64侧第1隔板肋部62a，在成为上方的位置具有突出至导管64侧的第2隔板肋部62b。
由此，在将导管64安装于TM侧壳体构件62时，由导管64的壁部64b与第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b形成作为间隔构件的一部分的隔板(参照图8及图9)。
如图7所示，在变速器壳体31的内部空间的下方的、较导管64及垫圈63(即，TM侧壳体构件62的端面)更靠TC侧壳体构件61侧、且成为导管64的侧面的位置配置有粗滤器65。
如图8所示，粗滤器65在其下表面中央部具有自积存油吸入润滑油的吸口部65a。泵(未图示)经由粗滤器65的吸口部65a而自积存油吸入润滑油并供给至各种机构。
另外，粗滤器65具有自吸口部65a起而连续设置的第1突起部65b、设置于最终从动齿轮42侧的端面的第2突起部65c。
第1突起部65b包含自吸口部65a的两侧部起向最终从动齿轮42侧以八字状扩展的一对壁部。在车辆V制动时润滑油向前方移动时(参照图11B)，利用所述第1突起部65b而将润滑油有效率地汇集于吸口部65a的周边。
在将粗滤器65安装于TM侧壳体构件62时，第1突起部65b一对壁部中的TM侧壳体构件62侧的壁部自TC侧壳体构件61侧直接抵接于导管64的本体部64a，第2突起部65c经由后述的垫圈63的突出部63a而自TC侧壳体构件61侧间接抵接于导管64的壁部64b的侧缘部。
导管64经由螺孔64c1而螺固于TM侧壳体构件62，并且自TC侧壳体构件61侧抵接粗滤器65，由此固定于TM侧壳体构件62。
返回至图7，垫圈63在成为最终从动齿轮42的侧面的位置具有向变速器壳体31的内部突出的突出部63a。突出部63a在侧面视图(参照图7等)中覆盖最终从动齿轮42的较旋转中心轴线更靠下方的区域。
突出部63a的靠近最终从动齿轮42的旋转中心轴线的部分(较导管64的壁部64b更靠上方的部分)以较导管64的壁部64b而言更突出至本体部64a侧(即，粗滤器65侧)的方式成为越向上方越扩大的形状。
另外，突出部63a是由粗滤器65的第2突起部65c、与导管64的壁部64b的缘部以及TM侧壳体构件62的第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b夹持(参照图8)。
如此构成的润滑结构中，通过将垫圈63的突出部63a、导管64的壁部64b、以及TM侧壳体构件62的第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b组合，从而构成间隔构件。而且，利用所述间隔构件而在变速器壳体31的下方划分有两个空间。
具体而言，如图9所示，在变速器壳体31的内部的下方的空间中，利用由突出部63a、壁部64b、以及TM侧壳体构件62的第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b构成的间隔构件而划分有收容最终从动齿轮42的俯视时大致矩形的差速器室DR(第1室)、及在变速器壳体31的内部空间的上方与差速器室DR连通(参照图10)且收容粗滤器65的俯视时大致L字状的粗滤器室SR(第2室)。
再者，图9中，为了容易理解，将垫圈63仅记载为突出部63a，并且省略图示TC侧壳体构件61与TM侧壳体构件62的边界。另外，粗滤器65仅记载为吸口部65a。
差速器室DR与粗滤器室SR通过导管64的筒状的本体部64a而连通。本体部64a的粗滤器室SR侧的开口部(第2开口部64a2)较粗滤器65的吸口部65a而言位于在车辆V的前后方向(图9的左右方向)上自差速器室DR侧离开的位置。
其次，参照图10及图11A、图11B来对润滑结构的润滑油的流动进行说明。再者，图10及图11A、图11B中的箭头表示润滑油的流动方向。另外，图10中，间隔大的二点划线表示差速器室DR的内部的润滑油的积存油的油面的高度，间隔小的二点划线表示粗滤器室SR的内部的润滑油的积存油的油面的高度。另外，图11A、图11B中的画影线的区域示意性表示差速器室及粗滤器室的积存油的位置。
如图10所示，供给至变速器壳体31的内部的润滑油滞留于变速器壳体31的内部空间的下方而形成积存油。
所述积存油中的形成于差速器室DR的内部的积存油中浸渍有最终从动齿轮42的下方侧的部分。因此，最终从动齿轮42利用所述积存油的润滑油而被润滑。另外，所述积存油的润滑油伴随最终从动齿轮42的旋转而在变速器壳体31的内部向上方扬起并飞散。
飞散的润滑油对变速器壳体31的内部所收容的各种机构进行润滑并向下方流动。此时，差速器室DR与粗滤器室SR在变速器壳体31的内部空间的上方部分连通，因此向下方流动的润滑油无差别地流入差速器室DR与粗滤器室SR。
其后，供给至粗滤器室SR的润滑油利用由垫圈63的突出部63a、导管64的壁部64b、以及TM侧壳体构件62的第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b构成的间隔构件而限制其后的移动。结果，由最终从动齿轮42自差速器室DR的积存油扬起且移动至变速器壳体31的内部的下方的润滑油大量滞留于粗滤器室SR。
由此，差速器室DR的积存油的油面高度(图10中以间隔大的二点划线表示的高度)与并未设置间隔构件的情况相比变低。一方面，粗滤器室SR的积存油的油面高度(图10中以间隔小的二点划线表示的高度)与并未设置间隔构件的情况相比变高。
因此，根据变速器壳体31的内部所设置的润滑结构，使差速器室DR的积存油的油面高度降低，由此使最终从动齿轮42的没入油中的部分减少，从而可抑制自所述积存油扬起润滑油的最终从动齿轮42的旋转时的润滑油的阻力。
另外，根据所述润滑结构，平常时，以高状态维持粗滤器室SR的积存油的油面高度，由此可使粗滤器65的吸口部65a难以露出并且在粗滤器65自吸口部65a吸入的润滑油中难以混入空气。
且说，所述润滑结构中，在搭载有包括所述润滑结构的动力传递装置PT的车辆V大幅加速的情况、或对车辆V施加大的制动力的情况等(即，平常时以外的情况)下，存在变速器壳体31的内部的积存油的油面发生大幅变化的担忧。
然而，所述润滑结构中，即便在产生此种油面的变化的情况下，也防止粗滤器65的吸口部65a的露出且在粗滤器65自吸口部65a吸入的润滑油中难以混入空气。
所述润滑结构中，利用导管64而将差速器室DR与粗滤器室SR连通，且粗滤器65的吸口部65a较所述导管64的顶端部(即，粗滤器室SR侧的开口部即第2开口部64a2)而言更位于差速器室DR侧。而且，导管64的筒状的本体部64a的延伸设置方向与车辆V的行进方向一致。
因此，如图11A所示，在对车辆V施加大的加速力的情况(例如，车辆V大幅加速的情况)等、变速器壳体31的积存油的润滑油大幅向后方移动时，导管64的第2开口部64a2在早期阶段露出。即，在早期阶段限制自粗滤器室SR向差速器室DR的、经由导管64的润滑油的移动。
结果，在粗滤器室SR的内部，润滑油滞留于较导管64的顶端部而言更靠后方的部分(即，粗滤器65的吸口部65a所位于的部分)。由此，维持粗滤器室SR的积存油的深度，且防止粗滤器65的吸口部65a的露出。
一方面，如图11B所示，在对车辆V施加大的制动力的情况(例如，车辆V紧急制动的情况)等、变速器壳体的积存油的润滑油大幅向前方移动时，自差速器室DR向粗滤器室SR的润滑油的移动并不受导管64的第2开口部64a2的位置的影响地顺畅地进行。
结果，在粗滤器室SR的内部，流入差速器室DR的积存油的润滑油，且由大量的润滑油形成深的积存油，从而防止粗滤器65的吸口部65a的露出。
因此，根据变速器壳体31的内部所设置的润滑结构，在平常时以高的状态维持粗滤器室SR的积存油的油面高度，由此在润滑油向后方移动时，限制自粗滤器室SR向差速器室DR的润滑油的移动，由此，在润滑油向前方移动时，顺畅地进行自差速器室DR向粗滤器室SR的润滑油的移动，由此可使粗滤器65的吸口部65a难以露出，从而自粗滤器65向其他机构供给的润滑油中难以混入空气。
以上，对图示的实施方式进行了说明，但本发明并不限于此种实施方式。
例如，所述实施方式中，变速器壳体31包含互相以开口缘接合的TC侧壳体构件61及TM侧壳体构件62。
然而，本发明的筐体并不限定于此种构成，只要使多个壳体构件彼此互相以开口缘接合而构成即可。例如，也可使三个以上的壳体构件互相以开口缘接合而构成。
另外，所述实施方式中，使用最终从动齿轮42作为自差速器室DR的积存油扬起润滑油的旋转体。然而，本发明的旋转体并不限定于最终从动齿轮，只要可自第1室中形成的积存流体扬起润滑流体即可。
另外，所述实施方式中，通过将垫圈63的突出部63a、导管64的壁部64b、以及TM侧壳体构件62的第1隔板肋部62a及第2隔板肋部62b组合，从而构成间隔构件。其原因在于：省略用于固定间隔构件的工序且容易地构成润滑结构。
然而，本发明的间隔构件并不限定于所述构成，只要对筐体的内部空间进行分隔并划分第1室与第2室即可。例如，也可以一个独立的构件构成间隔构件且通过螺固等而固定于筐体的内部。
另外，所述实施方式中，将差速器室DR设为俯视时为大致矩形，且将粗滤器室SR设为俯视时大致L字状。
然而，本发明的差速器室及粗滤器室的形状并不限定于所述形状，只要为在上方连通的形状即可。例如，也可使用上方具有开口部的一块间隔构件，在中央对筐体的内部空间进行分隔从而划分线对称形状的差速器室及粗滤器室。
另外，所述实施方式中，差速器室DR与粗滤器室SR利用以与车辆V的行进方向一致的方式配置的导管64而连通。
然而，本发明的润滑结构并不限定于所述构成，也可并不利用导管将利用间隔构件分隔的空间彼此连通。

Claims (2)

1.一种动力传递装置的润滑结构，其在动力传递装置的筐体的内部润滑流体滞留而形成的积存流体中浸渍旋转体而对所述旋转体进行润滑，且其特征在于包括：
配置于所述筐体的内部的粗滤器、及对所述筐体的内部空间进行分隔的间隔构件，
所述粗滤器在其下表面具有自所述积存流体吸入所述润滑流体的吸口部，
所述间隔构件通过对所述筐体的内部空间进行分隔而划分收容所述旋转体的第1室、及在上方与所述第1室连通且收容所述粗滤器的第2室，
所述筐体包含互相以开口缘接合而成的多个壳体构件，
所述壳体构件彼此之间夹持有垫圈，
所述间隔构件使用所述垫圈而在成为所述旋转体的侧面的位置构成，且
所述间隔构件覆盖所述旋转体的较转动中心轴更靠下方的区域。
2.根据权利要求1所述的动力传递装置的润滑结构，其特征在于：
所述垫圈具有突出至所述筐体的内部的突出部，
所述间隔构件使用所述突出部而构成。
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