CN106257097A - 差动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供差动装置，可实现输入部件和输出齿轮的外周的齿部的薄壁轻量化，有利于差动装置的轴向的扁平化及轻量化。具备：输入部件，其被输入驱动力；差动齿轮，其支承于输入部件，能够相对于输入部件自转，并且能够伴随输入部件的旋转绕输入部件的旋转中心公转；一对输出齿轮，它们在外周部具有与差动齿轮啮合的齿部；以及垫圈，其插装在各个输出齿轮的背面与输入部件之间，输出齿轮的背面中，与垫圈抵接的垫圈抵接面的最外周端相对于输出齿轮与差动齿轮的相互的啮合部的最外周端在输出齿轮的径向上位于相同的位置或靠外侧的位置，垫圈的外周端部比垫圈抵接面沿径向向外侧延伸。

Description

差动装置

技术领域

本发明涉及设置在例如汽车等车辆上的差动装置。

背景技术

以往，在专利文献1中公开了：在差动装置中，在各输出齿轮的背面与输入部件(例如差速器壳体)之间插装有垫圈。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第4828847号公报

专利文献2：日本特许第4803871号公报

专利文献3：日本特开2002-364728号公报

发明内容

发明所要解决的课题

在上述以往装置中，输出齿轮与差动齿轮的相互的啮合部位于比输出齿轮的背面中的与垫圈抵接的垫圈抵接面靠径向外侧的位置，因此大的推力反作用力从差动齿轮经由输出齿轮的外周的齿部，过度集中在输出齿轮的垫圈抵接面的尤其最外周端部。因此，即便使垫圈的外周部比垫圈抵接面向径向外侧延伸而实现输入部件的垫圈支承部上的载荷分散，垫圈支承部上的载荷负担也会局部变大，在实现输入部件的薄壁轻量化方面是不利的。而且，输出齿轮的外周的齿部本身也必须在轴向上形成得厚以进行加强，使得能够承受上述大的推力反作用力。

并且，这样的问题在如以下差动装置这样的、尤其要求输入部件和输出齿轮的薄壁轻量化的差动装置中是不利的，该差动装置例如为了能够将输出齿轮的齿数设定得比差动齿轮的齿数足够大而使输出齿轮相对于差动齿轮充分大径化，从而实现了差动装置在输出齿轮轴向上的扁平化。

本发明正是鉴于该情况而完成的，其目的在于提供能以简单的结构解决上述问题的差动装置。

用于解决课题的手段

为了达到上述目的，本发明的差动装置具备：输入部件，其被输入驱动力；差动齿轮，其支承于所述输入部件，能够相对于所述输入部件自转，并且能够伴随所述输入部件的旋转绕所述输入部件的旋转中心公转；一对输出齿轮，它们在外周部具有与所述差动齿轮啮合的齿部；以及垫圈，其插装在各个所述输出齿轮的背面与所述输入部件之间，所述输出齿轮的背面中，与所述垫圈抵接的垫圈抵接面的最外周端相对于所述输出齿轮与所述差动齿轮的相互的啮合部的最外周端在所述输出齿轮的径向上位于相同的位置或靠外侧的位置，所述垫圈的外周端部比所述垫圈抵接面沿所述径向向外侧延伸(此为第1特征)。

优选为，所述输出齿轮的所述垫圈抵接面的最外周端为该输出齿轮的最大外径部分(此为第2特征)。

优选为，所述输出齿轮具有轴部和中间壁部，所述中间壁部从所述轴部的内端部向径向外侧延伸并将该轴部与所述齿部之间连接为一体，所述输出齿轮的背面中，所述齿部的背面部分比所述中间壁部的背面部分向轴向外侧伸出(此为第3特征)。

优选为，所述差动齿轮借助支承于所述输入部件上的差动齿轮支承部支承在所述输入部件上，当设所述输出齿轮的齿数为Z1、所述差动齿轮的齿数为Z2、所述差动齿轮支承部的直径为d2、节锥距为PCD时，满足

$d2/PCD\≤3.36\·{\left(\frac{1}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\·sin\left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)$

并且，满足Z1/Z2＞2(此为第4特征)。

并且优选为，满足Z1/Z2≥4(此为第5特征)。

并且优选为，满足Z1/Z2≥5.8(此为第6特征)。

发明的效果

根据本发明的第1特征，输出齿轮的背面中，与垫圈抵接的垫圈抵接面的最外周端相对于输出齿轮与差动齿轮的相互的啮合部的最外周端在输出齿轮的径向上位于相同的位置或靠外侧的位置，因此不用担心大的推力反作用力从差动齿轮经过输出齿轮的外周的齿部过度集中于输出齿轮的垫圈抵接面的外周端部，输出齿轮的外周的齿部本身的载荷负担也减小。并且，使垫圈的外周端部比输出齿轮的垫圈抵接面向径向外侧延伸，从而实现了输入部件的垫圈支承部上的载荷分散，因此能够有效避免垫圈支承部局部出现载荷负担增加。其结果是，能够实现输入部件和输出齿轮的外周的齿部的薄壁轻量化，因此能非常有利于差动装置的轴向的扁平化及轻量化。

并且根据第2特征，输出齿轮的垫圈抵接面的最外周端是输出齿轮的最大外径部分，因此能够不徒劳地使输出齿轮大径化而使上述大的推力反作用力适度地分散并支承于输入部件的垫圈支承部。由此，能够进一步实现输入部件和输出齿轮的外周的齿部的薄壁轻量化。

并且根据第3特征，输出齿轮具有轴部和中间壁部，中间壁部从轴部的内端部向径向外侧延伸并将轴部与齿部之间连接为一体，因此，容易得到如下这样的轴向扁平的差动装置：该差动装置为了能够将输出齿轮的齿数设定得比差动齿轮的齿数足够大而使输出齿轮相对于差动齿轮充分大径化。并且输出齿轮的背面中，齿部的背面部分比中间壁部的背面部分向轴向外侧伸出，因此能够确保输出齿轮的齿部的刚性，并且使输出齿轮的中间壁部形成得尽量薄，因此能够有利于差动装置进一步的轻量化和轴向的扁平化。

并且根据第4特征，能够确保与以往装置相同程度的强度(例如静态扭转载荷强度)和最大扭矩传递量，并且能够使差动装置整体上在输出轴的轴向上充分窄幅化，因此，即使对于差动装置周边的布局上的限制多的传动系统，也能够以高自由度不费劲且容易地组装差动装置，并且有利于使该传动系统小型化。

并且根据第5及第6特征的各特征，能够确保与以往装置相同程度的强度(例如静态扭转载荷强度)和最大扭矩传递量，并且能够使差动装置整体上在输出轴的轴向上进一步充分窄幅化。

附图说明

图1是本发明的第1实施方式的差动装置及减速齿轮机构的主要部分纵剖视图(沿图2中的1A-1A线的剖视图)。

图2是沿图1中的2A-2A线的剖视图。

图3是沿图1中的3A-3A线的剖视图。

图4是图1中的4A箭头指向部的放大图和其局部放大图及载荷分布图。

图5是示出本发明的第2实施方式的差动装置的主要部分(小齿轮与侧面齿轮的啮合部)的放大剖视图。

图6是示出参考实施方式的差动装置的主要部分的放大剖视图(与图4的局部放大图对应的剖视图)。

图7是示出以往的差动装置的一例的纵剖视图。

图8是示出使小齿轮的齿数为10时的齿轮强度变化率相对于齿数比的关系的图表。

图9是示出齿轮强度变化率相对于节锥距的变化率的关系的图表。

图10是示出在将小齿轮的齿数为10时的齿轮强度维持在100％的情况下的节锥距的变化率相对于齿数比的关系的图表。

图11是示出使小齿轮的齿数为10时的齿数比和轴径/节锥距之比率的关系的图表。

图12是示出使小齿轮的齿数为6时的齿数比和轴径/节锥距之比率的关系的图表。

图13是示出使小齿轮的齿数为12时的齿数比和轴径/节锥距之比率的关系的图表。

图14是示出使小齿轮的齿数为20时的齿数比和轴径/节锥距之比率的关系的图表。

标号说明

D：差动装置；

DC：变速器壳体(输入部件)；

I：啮合部；

Ie：啮合部的最外周端；

P：小齿轮(差动齿轮)；

PCD：节锥距；

PS：小齿轮轴(差动齿轮支承部)；

PS’：支承轴(差动齿轮支承部)；

S：侧面齿轮(输出齿轮)；

Sg：齿部；

Sj：轴部；

Sm：中间壁部；

T：储油部；

d2：小齿轮轴的直径、支承轴的直径(差动齿轮支承部的直径)；

f：侧面齿轮的背面(输出齿轮的背面)。

fg：齿部的背面部分；

fm：中间壁部的背面部分；

fw：垫圈抵接面；

fwe：垫圈抵接面的最外周端。

具体实施方式

基于附图说明本发明的实施方式。

首先，参照图1～图4对本发明的第1实施方式进行说明。在图1中，在作为搭载于汽车的动力源的发动机(未图示)上，经由减速齿轮机构RG连接差动装置D。差动装置D将从发动机经由减速齿轮机构RG传递到差速器壳体DC的旋转力分配并传递给分别与排列在车宽方向上的一对车轴相连的输出轴J、J’，由此，允许这两个车轴的差动旋转地驱动这两个车轴，例如，差动装置D以与减速齿轮机构RG相邻的状态与减速齿轮机构RG一起被收纳在配置于车体前部的发动机旁的变速箱M内。并且，在发动机与减速齿轮机构RG之间插装有以往众所周知的动力断开连接机构和前进后退切换机构(均未图示)。并且，差速器壳体DC的旋转轴线L与输出轴J、J’的中心轴线一致。另外，本说明书中，“轴向”是指沿着输出轴J、J’的中心轴线(即差速器壳体DC及侧面齿轮S的旋转轴线L)的方向，并且“径向”是指差速器壳体DC及侧面齿轮S的径向。此外“背面”是指在侧面齿轮(输出齿轮)S的轴向上与后述的小齿轮(差动齿轮)P相反的一侧的面。

减速齿轮机构RG例如由行星齿轮机构构成，该行星齿轮机构具有：太阳齿轮20，其与发动机的曲柄轴联动旋转；齿圈21，其呈同心状围绕太阳齿轮20并固定于变速箱M的内壁；多个行星齿轮22，其插装于太阳齿轮20以及齿圈21之间且与两齿轮20、21啮合；以及行星架23，其将行星齿轮22轴支承为旋转自如。并且，也可以代替这样的行星齿轮机构，使用由多个平齿轮的齿轮系构成的减速齿轮机构。

行星架23经由未图示的轴承而旋转自如地支承于变速箱M。并且，行星架23在本实施方式中与差动装置D的差速器壳体DC的一端部(后述的罩部C’)以一体地旋转的方式结合，并且差速器壳体DC的另一端部(后述的罩部C)经由轴承2旋转自如地支承于变速箱M。因此，相互一体旋转的差速器壳体DC以及行星架23的结合体经由多个轴承旋转自如且稳定地支承于变速箱M。

并且，在变速箱M上形成有嵌合插入各输出轴J、J’的贯通孔Ma，在贯通孔Ma的内周与各输出轴J、J’的外周之间插装对它们之间进行密封的环状的密封部件3。并且，在变速箱M的底部，设置有面对变速箱M的内部空间1的积存规定量的润滑油的油盘(未图示)，油盘中积存的润滑油在变速箱M的内部空间1中通过减速齿轮机构RG的可动要素和差速器壳体DC等的旋转而扬起飞散至周边，由此，能够对存在于差速器壳体DC内外的机械运动部分进行润滑。

并且，也可以通过油泵(未图示)来吸引油盘中积存的润滑油，强制性地使该润滑油朝向变速箱M的内部空间1的特定部位、例如减速齿轮机构RG和差速器壳体DC、或者其周边的变速箱M的内壁喷射或者散布。此外，本实施方式的差速器壳体DC可以使差速器壳体DC的外周部的一部分浸渍或不浸渍在积存于变速箱M的内底部的润滑油的油面下。

一并参照图2～图4，差动装置D具有：差速器壳体DC；收纳于差速器壳体DC内的多个小齿轮P；收纳于差速器壳体DC内且将小齿轮P支承为旋转自如的小齿轮轴PS；以及收纳于差速器壳体DC内、从左右两侧与小齿轮P啮合且分别与一对输出轴J、J’连接的一对侧面齿轮S。而且，侧面齿轮S是输出齿轮的一例，小齿轮P是差动齿轮的一例，差速器壳体DC是输入部件的一例。小齿轮P与以往众所周知的差动装置同样地，收纳并支承于差速器壳体DC，能够相对于差速器壳体DC自转，同时能够伴随差速器壳体DC的旋转而绕差速器壳体DC的旋转中心公转。

差速器壳体DC例如具有：短圆筒状(筒状)的壳体部4，其以能够与小齿轮轴PS一起旋转的方式支承小齿轮轴PS；以及一对罩部C、C’，其分别覆盖一对侧面齿轮S的外侧，并且与壳体部4一体地旋转。

一对罩部C、C’中的任一侧、例如减速齿轮机构RG侧的罩部C’与壳体部4分体地形成，利用螺栓B或者其他适当的结合手段以能够拆装的方式与壳体部4结合。并且，减速齿轮机构RG的行星架23以能够与罩部C’一体地旋转的方式利用焊接或者其他适当的结合手段与罩部C’结合。而且，另一侧的罩部C与例如筒状的壳体部4一体地形成，但也可以使罩部C与一侧的罩部C’同样地形成为与壳体部4分体，并利用螺栓B或者其他适当的结合手段与壳体部4结合。

各个罩部C、C’具备：圆筒状的轴套部Cb，其呈同心状地围绕侧面齿轮S的后述的轴部Sj，并将该轴部Sj嵌合支承为旋转自如；以及板状且环状的侧壁部Cs，其一体地连接设置于轴套部Cb的轴向内端，且外侧面的全部或大部分为与差速器壳体DC的旋转轴线L垂直的平坦面，侧壁部Cs的外周端与壳体部4一体地或者能够拆装地结合。并且，各罩部C、C’的侧壁部Cs配置成与壳体部4的轴向端面大致共面或者略微伸出。由此，抑制了侧壁部Cs向轴向外侧大幅伸出，因此有利于实现差动装置D的轴向扁平化。

并且在各个罩部C、C’的侧壁部Cs上沿着周向隔着间隔地并列设置有多个(例如8个)贯通孔H，所述贯通孔H以沿轴向横穿的方式贯通侧壁部Cs。根据确保各罩部C、C’的重量平衡和必要的刚性强度的观点来适当设定贯通孔H的形成部位和大小，但也可代替这样的贯通孔H或者在保留这样的贯通孔H的同时，在各罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面形成仅向内侧敞开的有底的凹孔。另外，尤其在采用贯通孔H的情况下，由于能够使变速箱M内飞散的润滑油通过贯通孔H导入差速器壳体DC内，因此能够更有效地进行对差速器壳体DC内的可动要素相互的滑动部分和啮合部的润滑。

在一个罩部C的轴套部Cb的内周面上以相对旋转自如的方式直接嵌合有输出轴J的外周面。并且，伴随该相对旋转而能够从轴套部Cb的轴向外端向内端侧强制性地输送润滑油的螺旋状的凹槽8形成在轴套部Cb的内周面。而且，在另一个罩部C’的轴套部Cb的内周面上形成有螺旋状的凹槽8’，该凹槽8’伴随另一个罩部C’与同侧的侧面齿轮S的轴部Sj的相对旋转而能够从该轴套部Cb的轴向外端向内端侧强制性地输送润滑油。

另外，小齿轮轴PS以与差速器壳体DC的旋转轴线L垂直的方式配置在差速器壳体DC内，小齿轮轴PS的两端部分别以能够插拔的方式贯穿插入于设置在筒状的壳体部4上的一对贯通支承孔4a中，该一对贯通支承孔4a位于壳体部4的一条直径线上。并且，小齿轮轴PS利用贯通小齿轮轴PS的一端部并插装于壳体部4的防脱销5固定在壳体部4上。防脱销5通过使该销5的外端紧靠于另一个罩部C’而防止从壳体部4脱落。

另外，在本实施方式中，示出了这样的结构：小齿轮轴PS形成为直线棒状，两个小齿轮P分别支承于小齿轮轴PS的两端部，但可以设置3个以上的小齿轮P。在该情况下，使小齿轮轴PS形成如下的交叉棒状(例如小齿轮为4个的情况下是十字形)，即与3个以上的小齿轮P对应地从差速器壳体DC的旋转轴线L向三个方向以上分支并放射状地延伸，并分别使小齿轮P支承于小齿轮轴PS的各前端部，而且壳体部4分割构成为多个壳体要素，以能够安装并支承小齿轮轴PS的各端部。

并且，小齿轮P可以直接与小齿轮轴PS嵌合，也可以经由轴承套等轴承单元而嵌合。并且，小齿轮轴PS可以如图2所示地形成为在全长上大致均一等径的轴状，也可以形成为阶梯轴状。并且在小齿轮轴PS的与小齿轮P嵌合的嵌合面上形成有用于充分确保润滑油向嵌合面流通的平坦的切口面6(参照图2)，在切口面6与小齿轮P的内周面之间确保了能够供润滑油流通的油路。

并且，小齿轮P以及侧面齿轮S例如形成为锥齿轮，并且，小齿轮P及侧面齿轮S的包括齿部在内的整体分别通过锻造等塑性加工而形成。因此，不会受到对小齿轮P以及侧面齿轮S的齿部进行切削加工时的那样的机械加工上的制约，能够以任意的齿数比来高精度地形成齿部。并且，也可以代替锥齿轮而采用其他的齿轮作为小齿轮P及侧面齿轮S，例如也可以将侧面齿轮S形成为面齿轮且将小齿轮P形成为平齿轮或者斜齿齿轮。

并且，一对侧面齿轮S具有：圆筒状的轴部Sj，其分别与一对输出轴J、J’的内端部花键嵌合7；圆环状的齿部Sg，其位于从轴部Sj向径向外侧离开的位置，且具有与小齿轮P啮合的齿面；以及中间壁部Sm，其形成为从轴部Sj的内端部沿径向外侧向齿部Sg的内周端部延伸的扁平的环板状，轴部Sj与齿部Sg的内周端部之间通过中间壁部Sm一体地连接。并且，侧面齿轮S的背面f中，齿部Sg的背面部分fg比中间壁部Sm的背面部分fm向轴向外侧伸出。

并且，侧面齿轮S的轴部Sj例如旋转自如地直接嵌合于罩部C、C’的轴套部Cb，但是也可以经由轴承而嵌合。

在左右至少一个(在本实施方式中为两个)侧面齿轮S的中间壁部Sm上沿周向隔着间隔地形成有多个贯通油路9，所述贯通油路9以沿轴向横穿的方式贯通中间壁部Sm。因此，在差速器壳体DC内，润滑油通过贯通油路9，在侧面齿轮S的内侧与外侧之间顺畅地进行流通。另外，根据确保侧面齿轮S的重量平衡和必要的刚性强度的观点，适当地设定贯通油路9的形成部位和大小。

此外，在罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面、即与侧面齿轮S的背面f对置的对置面上，经由垫圈W旋转自如地抵接、支承有侧面齿轮S的齿部Sg的背面部分fg(即侧面齿轮S的背面f中位于侧面齿轮S与小齿轮P的相互的啮合部I的背面侧的部分)。并且，垫圈W嵌合、保持于环状的垫圈保持槽10中，该垫圈保持槽10形成在罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面与侧面齿轮S的齿部Sg的背面的相对置面的至少一方(本实施方式中为侧壁部Cs的内侧面)。

而且在罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面(即与侧面齿轮S的背面f对置的对置面)的内周端部分别凹陷设置有环状的储油部T，该储油部T面向侧面齿轮S的轴部Sj的外周。并且，尤其罩部C侧的储油部T经由润滑油路11与轴套部Cb的内周面的凹槽8的内端连通，该润滑油路11形成在罩部C的轴套部Cb的内周的端部与罩部C侧的侧面齿轮S的轴部Sj的外周部及外端面的对置面之间，凹槽8的外端向变速箱M的内部空间1开口。此外，凹槽8的内端也与侧面齿轮S的轴部Sj的内周部和输出轴J的内端外周之间的花键嵌合部7连通，也能够将润滑油从凹槽8供给至花键嵌合部7。

另外，另一个罩部C’侧的储油部T与形成在罩部C’的轴套部Cb的内周面上的凹槽8’的内端连通，凹槽8’的外端与变速箱M的内部空间1连通。

并且，与如前述那样侧面齿轮S的齿部Sg的背面部分fg比中间壁部Sm的背面部分fm向轴向外侧伸出的情况对应地，罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面形成为侧壁部Cs的、与中间壁部Sm的背面部分fm对应的部分比与齿部Sg的背面部分fg对应的部分向轴向内侧伸出(即轴向壁厚)。由此，能够充分确保罩部C、C’(进而差速器壳体DC)对侧面齿轮S的齿部Sg的背面的支承刚性，并且使侧面齿轮S的中间壁部Sm形成得尽量薄，从而能够达到差动装置D进一步的轻量化和相对于轴向的扁平化。

而且在罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面(即与侧面齿轮S的背面f对置的对置面)上凹陷设置有多个油槽G，该多个油槽G从侧面齿轮S的轴部Sj的周边呈直线状地延伸至垫圈W的背面。尤其如图3所示，多个油槽G相对于侧面齿轮S的齿部Sg与小齿轮P的相互的啮合部I在侧面齿轮S的周向上偏移地配置。

尤其本实施方式的油槽G被配置成相对于差速器壳体DC的旋转轴线L呈放射状地延伸，且通过在侧面齿轮S的周向上相邻的2个贯通孔H之间。即，在与侧面齿轮S的旋转轴线L垂直的投影面内观察，油槽G配置在周向上不与小齿轮P重合的位置。并且，在与侧面齿轮S的旋转轴线L垂直的投影面(图3)内观察，油槽G被配置成夹着侧面齿轮S与各小齿轮P的啮合部I一对对地呈V字状排列，并位于该啮合部I的附近。而且各油槽G的内端与储油部T直接连通。另外，也可以不使夹着啮合部I的一对油槽G如本实施方式那样呈V字状地排列，而是例如以沿着小齿轮轴PS的方式彼此平行地排列。

另外，各个侧面齿轮S的背面f中，与垫圈W抵接的垫圈抵接面fw的最外周端fwe也如图4所示，相对于侧面齿轮S与小齿轮P的相互的啮合部I的最外周端Ie在侧面齿轮S的径向上位于同一位置，并且垫圈W的外周端部We比垫圈抵接面fw向径向外侧延伸。而且，在本实施方式中，各侧面齿轮S的垫圈抵接面fw的最外周端fwe成为侧面齿轮S的最大外径部分。

接下来，对第1实施方式的作用进行说明。对于本实施方式的差动装置D，在差速器壳体DC从发动机经由减速齿轮机构RG承受旋转力的情况下，在小齿轮P不绕着小齿轮轴PS自转而与差速器壳体DC一起绕着差速器壳体DC的旋转轴线L公转时，左右侧面齿轮S从差速器壳体DC经由小齿轮P被以相同速度旋转驱动，侧面齿轮S的驱动力均等地传递到左右输出轴J、J’。并且，在由于汽车转弯行驶等而使得左右输出轴J、J’产生旋转速度差时，小齿轮P自转并公转，由此允许差动旋转地从小齿轮P对左右侧面齿轮S传递旋转驱动力。以上动作与以往公知的差动装置的动作相同。

而且，在汽车的例如前进行驶状态下发动机的动力经由减速齿轮机构RG以及差动装置D传递至左右输出轴J、J’的情况下，伴随减速齿轮机构RG的各可动要素以及差速器壳体DC的旋转，润滑油在变速箱M内的各处猛烈地飞散，但飞散的润滑油的一部分如前所述从多个贯通孔H流入至差速器壳体DC内。并且，流入的润滑油的一部分在离心力下顺着罩部C、C’的侧壁部Cs与侧面齿轮S的背面f之间的间隙，去往侧面齿轮S的齿部Sg的背面与垫圈W之间的滑动部来润滑该滑动部。而且，流入差速器壳体DC内的润滑油的另一部分通过侧面齿轮S的贯通油路9还流入侧面齿轮S的内侧空间，在离心力下向径向外侧沿着侧面齿轮S的内侧面流动，从而流向侧面齿轮S的齿部Sg的齿面、以及侧面齿轮S的齿部Sg与小齿轮P的啮合部I，来润滑啮合部I。

而且，在变速箱M内飞散并到达差速器壳体DC的一个罩部C的轴套部Cb的外端附近的润滑油的一部分伴随轴套部Cb与输出轴J的相对旋转，经过轴套部Cb的内周面的凹槽8而被向轴套部Cb的轴向内端侧供给，从凹槽8的内端依次经过润滑油路11及储油部T而流入油槽G的内端。而且，到达凹槽8的内端的润滑油的一部分也流至花键嵌合部7，从花键嵌合部7流入侧面齿轮S的内侧面侧。

另一方面，在变速箱M内飞散并到达差速器壳体DC的另一个罩部C’的轴套部Cb的外端附近的润滑油的一部分伴随轴套部Cb与侧面齿轮S的轴部Sj的相对旋转，经过轴套部Cb的内周面的凹槽8’而被向轴套部Cb的轴向内端侧供给，从凹槽8’的内端经过储油部T而流入油槽G的内端。

根据本实施方式，侧面齿轮S在内周侧的轴部Sj与向径向外侧离开了轴部Sj的外周侧的侧面齿轮S的齿部Sg之间具有将它们之间连接的扁平的环板状的中间壁部Sm，中间壁部Sm的径向宽度t1比小齿轮P的最大直径d1长。因此，能够使侧面齿轮S相对于小齿轮P充分大径化，使得能够将侧面齿轮S的齿数Z1设定得比小齿轮P的齿数Z2足够大，从而能够减小从小齿轮P向侧面齿轮S传递扭矩时的小齿轮轴PS的载荷负担，能够实现小齿轮轴PS的有效直径d2的小径化、进而实现小齿轮P在输出轴J、J’的轴向上的窄幅化(小径化)。

并且由此，小齿轮轴PS的载荷负担减小，并且施加于侧面齿轮S的反作用力下降，而且侧面齿轮S的背面f(尤其是位于侧面齿轮S与小齿轮P的相互的啮合部I的背面侧的背面部分fg)经由垫圈W支承于罩部C、C’的侧壁部Cs，由此即使使中间壁部Sm薄壁化，也容易确保侧面齿轮S必需的刚性强度。即，能够确保对侧面齿轮S的支承刚性并使侧面齿轮S的中间壁部Sm充分薄壁化。另外在本实施方式中，由于侧面齿轮S的中间壁部Sm的最大壁厚t2形成为比可小径化的小齿轮轴PS的有效直径d2更小，因此能够实现侧面齿轮S的中间壁部Sm的进一步薄壁化。并且罩部C、C’的侧壁部Cs形成为以侧壁部Cs的外侧面为与差速器壳体DC的旋转轴线L垂直的平坦面的扁平板状，由此也实现了罩部C、C’的侧壁部Cs本身的薄壁化。

并且根据本实施方式，侧面齿轮S的背面f中，齿部Sg的背面部分fg比中间壁部Sm的背面部分fm向轴向外侧伸出，因此能够充分确保侧面齿轮S的齿部Sg的刚性，并且使侧面齿轮S的中间壁部Sm形成得尽量薄，从而能够实现差动装置D的轻量化和相对于轴向的扁平化。

其结果是，差动装置D能够确保与以往装置相同程度的强度(例如静态扭转载荷强度)和最大扭矩传递量，并且整体在轴向上充分窄幅化，因此，即使对于差动装置D周边的布局上的限制多的传动系统，也能够以高自由度不费劲且容易地组装差动装置D，并且颇为有利于使差动装置D的传动系统小型化。

并且，根据本实施方式，流入罩部C、C’的各油槽G中的润滑油的大部分在离心力下顺畅地在油槽G内向径向外侧流动，从而被高效地供给至垫圈W的背面。因此，即使大的推力反作用力从小齿轮P经过侧面齿轮S作用在垫圈W上，也能够充分润滑垫圈W与侧面齿轮S的背面f(尤其是齿部Sg的背面部分fg)之间的滑动部。并且，油槽G相对于侧面齿轮S的齿部Sg与小齿轮P的相互的啮合部I在侧面齿轮S的周向上偏移地配置，因此能够使油槽G从差速器壳体DC(即罩部C、C’的侧壁部Cs)的与侧面齿轮S的背面f对置的对置面中的尤其作用有大的推力反作用力的区域部分、即位于啮合部I的背面侧的区域部分沿周向错开。由此，在差速器壳体DC中，抑制了载荷负担大的区域部分的支承刚性降低，实现了差速器壳体DC的耐久性的提高。

并且根据本实施方式，在差速器壳体DC中的各罩部C、C’的侧壁部Cs上沿周向隔着间隔地并列设置有多个贯通孔H，油槽G通过相邻的两个贯通孔H之间，因此不仅能够通过特别设置贯通孔H而在考虑到差速器壳体DC的重量平衡的同时实现差速器壳体DC的轻量化，还能够避开贯通孔H而将油槽G形成得充分长(即途中不被贯通孔H等中断)，很合适。

并且，根据本实施方式，侧面齿轮S的背面f中存在于啮合部I的背面侧的背面部分fg与垫圈W被配置成在与侧面齿轮S的旋转轴线L垂直的投影面(图3)内观察时部分重合。因此，推力反作用力经由垫圈W从侧面齿轮S被传递至差速器壳体DC的与侧面齿轮S的背面f对置的对置面(即罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面)中的尤其作用有大的推力反作用力的区域部分，从而能够避免载荷向区域部分过度集中。由此，能够更有效地抑制载荷负担大的区域部分的支承刚性下降，因此进一步实现了差速器壳体DC的耐久性提高。

并且，根据本实施方式，在差速器壳体DC的与侧面齿轮S对置的对置面的内周端部(即罩部C、C’的侧壁部Cs的内侧面的内周端部)凹陷设置有面对侧面齿轮S的轴部Sj的外周的储油部T，因此能够通过储油部T适度地调整润滑油向油槽G的供给量。例如，在差动装置D的差动动作的初期，利用积存于储油部T的润滑油，能够顺畅地进行润滑油向油槽G、进而向垫圈W和侧面齿轮S的背面f的供给，并且剩余的润滑油能够暂时储存于储油部T，以备对油槽G的供给不足的情况。

并且，根据本实施方式，油槽G在侧面齿轮S的周向上配置在啮合部I的附近，因此能够使油槽G相对于差速器壳体DC的与侧面齿轮S的背面f对置的对置面中的尤其作用有大的推力反作用力的区域部分、即位于啮合部I的背面侧的区域部分错开并尽量接近。其结果是，在差速器壳体DC中，能够尽量抑制载荷负担大的区域部分的支承刚性下降，并能够有效地润滑该区域部分。并且这样的油槽G夹着啮合部I成对配置，因此能够抑制载荷负担大的区域部分的支承刚性下降，并能够更有效地润滑该区域部分。

并且，根据本实施方式，即使在通过使侧面齿轮S大径化而使得侧面齿轮S的齿部Sg远离输出轴J、J’的情况、以及小齿轮P高速旋转的苛刻的运转状况的情况下，也能够高效地对啮合部I、以及侧面齿轮S的背面f与垫圈W之间的滑动部供给润滑油，从而能够有效防止这些部位烧蚀。

另外，在本实施方式中，各个侧面齿轮S的背面f中，与垫圈W抵接的垫圈抵接面fw的最外周端fwe也如图4所示，相对于侧面齿轮S与小齿轮P的相互的啮合部I的最外周端Ie在侧面齿轮S的径向上位于相同的位置，因此不用担心大的推力反作用力从小齿轮P经过侧面齿轮S的外周的齿部Sg过度集中于侧面齿轮S的垫圈抵接面fw的最外周端部，侧面齿轮S的外周的齿部Sg本身的载荷负担也减小。此外，在本发明中，也可以设定垫圈抵接面fw，以使垫圈抵接面fw的最外周端fwe相对于啮合部I的最外周端Ie在侧面齿轮S的径向上位于外侧的位置，该情况下也可以期待与上述同样的效果。

并且，垫圈W的外周端部We比侧面齿轮S的垫圈抵接面fw向径向外侧延伸，因此从图4的载荷分布图可以明确，实现了差速器壳体DC的垫圈支承部(即罩部C、C’的侧壁部Cs中的垫圈保持槽10的底部)的载荷分散，由此能够有效避免垫圈支承部局部出现载荷负担增加。另外，图4的载荷分布图中的比较例(虚线)表示不使垫圈W的外周端部We比侧面齿轮S的垫圈抵接面fw向径向外侧延伸的情况，在比较例中，与垫圈W的最外周端接触的差速器壳体DC的垫圈支承部的载荷负担过大。

根据这样的本实施方式的侧面齿轮S的背面f与垫圈W以及差速器壳体DC的垫圈支承部的关系结构，能够实现差速器壳体DC(尤其是罩部C、C’的侧壁部Cs)和侧面齿轮S(尤其是外周的齿部Sg)的薄壁轻量化，能够有利于差动装置D相对于轴向的扁平化及轻量化。并且垫圈抵接面fw的最外周端fwe是侧面齿轮S的最大外径部分，因此能够不徒劳地使侧面齿轮S大径化而使大的推力反作用力适度地分散并支承于差速器壳体DC的垫圈支承部。由此，能够进一步实现差速器壳体DC的侧壁部Cs和侧面齿轮S的齿部Sg的薄壁轻量化。

接着，使用图5说明本发明的第2实施方式。并且，对于与第1实施方式相同的结构，标注相同标号，并省略详细说明。

在第1实施方式中，示出了这样的结构：采用长的小齿轮轴PS作为小齿轮P的支承部(即差动齿轮支承部)，但在本第2实施方式中，由与小齿轮P的大径侧的端面同轴且一体地结合的支承轴PS’构成小齿轮P的支承部(即差动齿轮支承部)。根据该结构，不必在小齿轮P上设置与小齿轮轴PS嵌合的贯通孔，因此相应地能够使小齿轮P小径化(轴向窄幅化)，从而能够进一步实现差动装置D在轴向的扁平化。即，在小齿轮轴PS贯通小齿轮P的情况下，小齿轮P上必须形成与小齿轮轴PS的直径对应的尺寸的贯通孔，而在使支承轴PS’与小齿轮P的端面一体化的情况下，能够不取决于支承轴PS’的外径(即有效直径d2)而实现小齿轮P的小径化(输出轴J、J’在轴向上的窄幅化)。

并且，在支承轴PS’的外周面与差速器壳体DC的外周壁、即设置在筒状的壳体部4上的贯通支承孔4a的内周面之间插入了轴承套12，该轴承套12作为容许支承轴PS’的外周面与贯通支承孔4a的内周面之间的相对旋转的轴承单元。另外，可以使用滚针轴承等轴承作为轴承单元。而且也可以省略轴承，使支承轴PS’直接嵌合于差速器壳体DC的贯通支承孔4a。

除此之外，在第2实施方式中也得到了与第1实施方式大致同等的效果。

接着，使用图6说明参考实施方式。在第1、第2实施方式中，侧面齿轮S的背面f中，与垫圈W抵接的垫圈抵接面fw的最外周端fwe相对于侧面齿轮S与小齿轮P的相互的啮合部I的最外周端Ie在侧面齿轮S的径向上位于相同的位置或靠径向外侧的位置，垫圈抵接面fw的最外周端fwe成为侧面齿轮S的最大外径部分，而在本参考实施方式中，侧面齿轮S的齿部Sg的外周端面与齿部Sg的背面(尤其是垫圈抵接面fw)之间通过横截面为圆弧状的倒角r平滑地连接起来。因此，垫圈抵接面fw的最外周端fwe位于比侧面齿轮S的最大外径部分(即外周端面)靠径向内侧的位置，而垫圈W的外周端部We与第1、第2实施方式同样地比垫圈抵接面fw向径向外侧延伸，从而垫圈抵接面fw位于啮合部I的背面侧。

并且，在上述参考实施方式中，其他结构与第1实施方式相同，因此只在各结构要素上标注与第1实施方式的对应的结构要素相同的参照标号，省略其他说明。

因此，在本参考实施方式中也能达到与第1、第2实施方式大致同等的作用效果。另外，在参考实施方式中，可以不通过倒角r，而通过横截面为直线的平坦的锥面将侧面齿轮S的、齿部Sg的外周端面与齿部Sg的背面(尤其是垫圈抵接面fw)之间连接起来。

此外，包括以上所说明的第1、第2实施方式以及参考实施方式的参考发明被设想为如下这样。

“一种差动装置，其特征在于，具备：输入部件DC，其被输入驱动力；差动齿轮P，其支承于输入部件DC，能够相对于输入部件DC自转，并且能够伴随输入部件DC的旋转绕输入部件DC的旋转中心公转；一对输出齿轮S，它们在外周部具有与差动齿轮P啮合的齿部Sg；以及垫圈W，其插装在各个输出齿轮S的背面f与输入部件DC之间，

输出齿轮S具有轴部Sj和中间壁部Sm，中间壁部Sm从轴部Sj的内端部向径向外侧延伸并将该轴部Sj及齿部Sg的内周端部之间连接为一体，垫圈W的外周端部We延伸至比输出齿轮S的背面f中的在输出齿轮S与差动齿轮P的相互的啮合部I的背面侧与垫圈W抵接的垫圈抵接面fw靠径向外侧的位置。”

并且，根据参考发明，得到了如下的效果。

(a)输出齿轮S具有轴部Sj和中间壁部Sm，中间壁部Sm从轴部Sj的内端部向径向外侧延伸并将轴部Sj与齿部Sg的内周端部之间连接为一体，因此，容易得到如下这样的轴向扁平的差动装置：该差动装置为了能够将输出齿轮S的齿数设定得比差动齿轮P的齿数足够大而使输出齿轮S相对于差动齿轮P充分大径化。

(b)在输出齿轮S的背面f，存在在输出齿轮S与差动齿轮P的相互的啮合部I的背面侧与垫圈W抵接的垫圈抵接面fw，因此不用担心大的推力反作用力从差动齿轮P经过输出齿轮S的外周的齿部Sg局部集中于输出齿轮S的垫圈抵接面fw，输出齿轮S的外周的齿部Sg本身的载荷负担也减小。并且，使垫圈W的外周端部We比输出齿轮S的垫圈抵接面fw向径向外侧延伸，从而实现了输入部件DC的垫圈支承部上的载荷分散，因此能够有效避免垫圈支承部局部出现载荷负担增加。其结果是，能够实现输入部件DC和输出齿轮S的外周的齿部Sg的薄壁轻量化，因此能非常有利于差动装置D的轴向的扁平化及轻量化。

此外，在如在上述的专利文献2、3中例示的以往的差动装置(尤其在输入部件内具有小齿轮(差动齿轮)和与小齿轮(差动齿轮)啮合的一对侧面齿轮(输出齿轮)的以往的差动装置)中，通常，使用例如专利文献3所示的14×10、16×10或者13×9作为侧面齿轮(输出齿轮)的齿数Z1和小齿轮(差动齿轮)的齿数Z2。在该种情况下，输出齿轮相对于差动齿轮的齿数比Z1/Z2分别为1.4、1.6、1.44。并且，在以往的差动装置中，作为齿数Z1、Z2的其他组合，公知有例如15×10、17×10、18×10、19×10或者20×10，该种情况下的齿数比Z1/Z2分别为1.5、1.7、1.8、1.9、2.0。

另一方面，现今，伴有在差动装置周边的布局上的限制的差动装置也增多，市场中要求确保差动装置的齿轮强度并且使差动装置在输出轴的轴向上充分窄幅化(即扁平化)。然而，在以往既有的差动装置中，从上述齿数比的组合可知，为在输出轴的轴向上宽度宽的结构方式，因此处于难以满足上述的市场的要求的状况。

因此，以下通过与上述的实施方式不同的观点，具体确定能够确保差动装置的齿轮强度并且使差动装置在输出轴的轴向上充分窄幅化(即扁平化)的差动装置D的结构例。此外，由于该结构例所涉及的差动装置D的各结构要素的结构与在图1～图5(尤其图1～图4)中说明的上述实施方式的差动装置D的各结构要素相同，因此，各结构要素的参考标号使用与上述实施方式的标号相同的标号，省略结构说明。

首先，一并参照图7对用于使差动装置D在输出轴J、J’的轴向上充分窄幅化(即扁平化)的基本的想法进行说明，其为：

[1]相比于以往既有的差动装置的齿数比，增大侧面齿轮S即输出齿轮相对于小齿轮P即差动齿轮的齿数比Z1/Z2。(由此，齿轮的模数(因而，齿厚)减小，齿轮强度降低，另一方面，侧面齿轮S的分度圆直径增大，齿轮啮合部处的传递载荷降低并且齿轮强度增大，但整体上，如后所述，齿轮强度降低。)

[2]相比于以往既有的差动装置的节锥距，增大小齿轮P的节锥距PCD。(由此，齿轮的模数增加，齿轮强度增大，同时侧面齿轮S的分度圆直径增大，齿轮啮合部处的传递载荷降低，齿轮强度增大，因此，整体上，如后所述，齿轮强度大幅度增大。)

因此，通过将齿数比Z1/Z2和节锥距PCD设定成使得上述[1]的齿轮强度降低的量和上述[2]的齿轮强度增大的量相等或者使得上述[2]的齿轮强度增大的量比上述[1]的齿轮强度降低的量大，整体上，能够使齿轮强度与以往既有的差动装置相等或比其大。

接着，通过数学式来具体地验证基于上述[1]、[2]的齿轮强度的变化方式。而且，在以下的实施方式中对验证进行说明。首先，将使侧面齿轮S的齿数Z1为14，使小齿轮P的齿数Z2为10时的差动装置D’作为“基准差动装置”。并且，“变化率”是指在以基准差动装置D’为基准(即100％)的情况下的各种变量的变化率。

对于[1]

在设侧面齿轮S的模数为MO，设分度圆直径为PD₁，设节面角为θ₁，设节锥距为PCD，设在齿轮啮合部处的传递载荷为FO，设传递扭矩为TO的情况下，通过锥齿轮的一般表达式

MO＝PD₁/Z1

PD₁＝2PCD·sinθ₁

θ₁＝tan^-1(Z1/Z2)

根据这些表达式，齿轮的模数为

MO＝2PCD·sin{tan^-1(Z1/Z2)}/Z1…(1)，

并且基准差动装置D’的模数为2PCD·sin{tan^-1(7/5)}/14。

因此，通过将该两个表达式的右边项相除，相对于基准差动装置D’的模数变化率如以下的式子(2)所示。

【数学式1】

并且，与齿轮强度(即齿部的弯曲强度)相当的齿部的截面系数为与齿厚的平方成比例的关系，另一方面，该齿厚与模数MO为大致线性的关系。因此，模数变化率的平方与齿部的截面系数变化率、进而齿轮强度的变化率相当。即，该齿轮强度变化率根据式子(2)如以下的式子(3)所示。式子(3)在小齿轮P的齿数Z2为10时通过图8的L1示出，由此可知，随着齿数比Z1/Z2增加，齿轮强度因模数减小而降低。

【数学式2】

另外，根据上述的锥齿轮的一般公式，侧面齿轮S的扭矩传递距离如以下的式子(4)所示。

PD₁/2＝PCD·sin{tan^-1(Z1/Z2)}…(4)

而且，基于扭矩传递距离PD₁/2的传递载荷FO为FO＝2TO/PD₁。因此，在基准差动装置D’的侧面齿轮S中，如果使扭矩TO为一定，则传递载荷FO和分度圆直径PD₁为成反比例的关系。并且，由于传递载荷FO的变化率也为与齿轮强度的变化率成反比例的关系，因此，齿轮强度的变化率与分度圆直径PD₁的变化率相等。

其结果为，分度圆直径PD₁的变化率使用式子(4)而如以下的式子(5)所示。

【数学式3】

式子(5)在小齿轮P的齿数Z2为10时通过图8的L2示出，由此可知，随着齿数比Z1/Z2增加，齿轮强度因传递载荷降低而增加。

结果为，通过模数MO的减小导致的齿轮强度的减小变化率(上述的式子(3)的右边项)乘以传递载荷降低导致的齿轮强度的增加变化率(上述的式子(5)的右边项)，用以下的式子(6)表示伴随着齿数比Z1/Z2增加的齿轮强度的变化率。

【数学式4】

式子(6)在小齿轮P的齿数Z2为10时用图8的L3示出，由此可知，随着齿数比Z1/Z2增加，整体上，齿轮强度下降。

对于[2]

当相比于基准差动装置D’的节锥距而增加小齿轮P的节锥距PCD时，在将变更前的PCD设为PCD1，将变更后的PCD设为PCD2的情况下，根据上述的锥齿轮的一般公式，如果设齿数为一定，则PCD的变更前后的模数变化率为(PCD2/PCD1)。

另一方面，根据导出式子(3)的过程可知，侧面齿轮S的齿轮强度的变化率与模数变化率的平方相当，因此，结果为，

模数增大导致的齿轮强度变化率＝(PCD2/PCD1)2…(7)

式子(7)通过图9的L4示出，由此可知，随着节锥距PCD增加，齿轮强度因模数增加而增加。

并且，在相比于基准差动装置D’的节锥距PCD1而增加节锥距PCD时，传递载荷FO降低，但由此导致的齿轮强度的变化率如前所述与分度圆直径PD₁的变化率相等。并且侧面齿轮S的分度圆直径PD₁和节锥距PCD为成比例关系。因此，

传递载荷降低导致的齿轮强度变化率＝PCD2/PCD1…(8)

式子(8)通过图9的L5示出，由此可知，随着节锥距PCD增加，齿轮强度因传递载荷降低而增加。

而且，通过模数MO的增大导致的齿轮强度的增加变化率(上述的式子(7)的右边项)乘以伴随分度圆直径PD的增加的传递载荷降低导致的齿轮强度的增加变化率(上述的式子(8)的右边项)，用以下的式子(9)表示伴随节锥距PCD增加的齿轮强度的变化率。

节锥距增大导致的齿轮强度变化率＝(PCD2/PCD1)3··(9)

式子(9)通过图9的L6示出，由此可知，随着节锥距PCD增加，齿轮强度大幅度提高。

而且，将齿数比Z1/Z2和节锥距PCD的组合决定成：用[2]的方法(节锥距增大)导致的齿轮强度的增大量足以弥补[1]的方法(齿数比增大)导致的齿轮强度的降低量，使整体上差动装置的齿轮强度与以往既有的差动装置的齿轮强度相等或在其以上。

例如，在100％维持基准差动装置D’的侧面齿轮S的齿轮强度的情况下，设定成通过[1]求得的伴随齿数比增大导致的齿轮强度的变化率(上述的式子(6)的右边项)乘以通过[2]求得的根据节锥距增大导致的齿轮强度的变化率(上述的式子(9)的右边项)的值为100％即可。由此，100％维持基准差动装置D’的齿轮强度的情况下的齿数比Z1/Z2和节锥距PCD的变化率的关系可通过以下的式子(10)求得。式子(10)在小齿轮P的齿数Z2为10时通过图10的L7示出。

【数学式5】

这样，式子(10)示出在将齿数比Z1/Z2＝14/10的基准差动装置D’的齿轮强度维持在100％的情况下的齿数比Z1/Z2和节锥距PCD的变化率的关系(参照图10)，但在将支承小齿轮P的小齿轮轴PS(即小齿轮支承部)的轴直径设为d2的情况下，图10的纵轴的节锥距PCD的变化率能够转换为d2/PCD的比率。

【表1】

PCD	轴直径(d2)	d2/PCD
			31	13	42％
35	15	43％
			38	17	45％
39	17	44％
			41	18	44％
45	18	40％

即，在以往既有的差动装置中，节锥距PCD的增大变化如上述表1那样与d2的增大变化相关，并且能够在设d2为一定时，表现为d2/PCD的比率下降。而且，在以往既有的差动装置中，如上述表1那样，由于在为基准差动装置D’的时候d2/PCD容纳于40％～45％的范围内的关系、和当PCD增大时齿轮强度增大，因此，只要将小齿轮轴PS的轴直径d2和节锥距PCD决定成在基准差动装置D’时至少d2/PCD为45％以下，则能够使齿轮强度与以往既有的差动装置的齿轮强度相等或者在其以上。即，对于基准差动装置D’的情况，只要满足d2/PCD≤0.45即可。在该种情况下，相对于基准差动装置D’的节锥距PCD1，如果将增减变更后的PCD设为PCD2，则满足以下关系即可：

d2/PCD2≤0.45/(PCD2/PCD1)…(11)。

而且，如果将式子(11)代入上述的式子(10)，则d2/PCD和齿数比Z1/Z2的关系能够转换为以下的式子(12)。

【数学式6】

$\begin{array}{c}d2/PCD\≤0.45/(PCD2/PCD1)\\ =0.45/\{{\left(\frac{Z1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\·\frac{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}\}\\ =0.45\·{\left(\frac{14}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\·\frac{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{7}{5}\right)}\end{array}\mathrm{...}\left(12\right)$

在式子(12)的等号成立时，在小齿轮P的齿数Z2为10时能够表示为如图11的L8那样。式子(12)的等号成立时为将基准差动装置D’的齿轮强度维持在100％的情况下的d2/PCD和齿数比Z1/Z2的关系。

另外，在以往既有的差动装置中，如上所述，通常，不仅是如基准差动装置D’那样使齿数比Z1/Z2为1.4，还采用使齿数比Z1/Z2为1.6的装置，或者齿数比Z1/Z2为1.44的装置。基于该事实，在假定得到基准差动装置D’(齿数比Z1/Z2＝1.4)所需的足够的即100％的齿轮强度的情况下，在以往既有的差动装置中，在齿数比Z1/Z2为16/10的差动装置中，根据图8可知，齿轮强度与基准差动装置D’相比降低至87％。然而，在以往既有的差动装置中，降低到该程度的齿轮强度作为实用强度而被允许并被使用。因此，即使是在轴向上扁平的差动装置中，认为只要相对于基准差动装置D’至少具有87％的齿轮强度，就能够充分确保和容许齿轮强度。

根据这样的观点，若首先求出在将基准差动装置D’的齿轮强度维持在87％的情况下的齿数比Z1/Z2和节锥距PCD的变化率的关系，则通过模仿导出式子(10)的过程进行运算(即，以伴随齿数比增大的齿轮强度的变化率(上述的式子(6)的右边项)乘以节锥距增大导致的齿轮强度变化率(上述的式子(9)的右边项)所得为87％的方式进行运算)，能够用以下的式子(10’)表示该关系。

【数学式7】

而且，如果将上述的式子(11)代入上述的式子(10’)中，则将基准差动装置D’的齿轮强度维持在87％以上的情况下的d2/PCD和齿数比Z1/Z2的关系能够转换为以下的式子(13)那样。但是，在计算的过程中，除使用变量表达的项以外，用三位有效数字进行计算，此外的位数被舍掉，与此对应地，在实际中由于计算误差而大致相等的情况下，在式子的表达中也使用等号进行表达。

【数学式8】

$\begin{array}{c}d2/PCD\≤0.45/\{{0.87}^{\frac{1}{3}}\·{\left(\frac{Z1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\·\frac{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\sin \left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}\}\\ =3.36\·{\left(\frac{1}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\·\sin \left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)\end{array}\mathrm{...}\left(13\right)$

在式子(13)的等号成立的情况下，在小齿轮P的齿数Z2为10时，能够表示为如图11那样(更具体而言，如图11的线L9那样)，在该情况下与式子(13)对应的区域是在图11中在线L9上和比线L9靠下侧的区域。而且，尤其在小齿轮P的齿数Z2为10、齿数比Z1/Z2超过2.0的在轴向上扁平的差动装置中，满足式子(13)并且在图11中比线L10靠右侧的满足齿数比Z1/Z2超过2.0的特定区域(图11的阴影区域)，为相对基准差动装置D’能够确保至少87％的齿轮强度的Z1/Z2和d2/PCD的设定区域。此外，作为参考，如果在图11中例示分别将齿数比Z1/Z2设定为40/10，将d2/PCD设定为20.00％时的实施例，则为如菱形点那样，并且如果在图11中例示分别将齿数比Z1/Z2设定为58/10，将d2/PCD设定为16.67％时的实施例，则为如三角点那样，它们都容纳于上述的特定区域内。对于这些实施例，进行基于仿真的强度分析的结果为，能够确认到得到了与以往相等或者在其以上的齿轮强度(更具体而言，相对基准差动装置D’，为87％的齿轮强度或者在其以上的齿轮强度)。

这样，位于上述特定区域内的扁平的差动装置为这样的结构：能够确保与以往既有的非扁平的差动装置相同程度的齿轮强度(例如静态扭转载荷强度)和最大扭矩传递量，并且在整体上构成为在输出轴的轴向上充分窄幅化的差动装置，因此，能够达成以下等效果：即使对于差动装置周边的布局上的限制多的传动系统，也能够以高自由度不费劲且容易地组装差动装置，并且颇为有利于使该传动系统小型化。

并且，位于上述特定区域的扁平的差动装置的结构例如为上述的实施方式的结构(更具体地说，为图1至图5所示的结构)的情况下，处于上述特定区域的扁平的差动装置也能够获得伴随上述的实施方式所示的结构的效果。并且，位于上述特定区域的扁平的差动装置的结构例如为上述的实施方式的结构(更具体地说，为图6所示的结构)的情况下，处于上述特定区域的扁平的差动装置也能够获得伴随上述的参考实施方式所示的结构的效果。

此外，前述的说明(尤其与图8、10、11有关的说明)是针对使小齿轮P的齿数Z2为10时的差动装置进行的，但本发明不限于此。例如，对于在使小齿轮P的齿数Z2为6、12、20的情况下也能够实现上述效果的扁平的差动装置，如图12、13、14的阴影所示，能够用式子(13)表示。即，能够与小齿轮P的齿数Z2的变化无关地应用如上述那样导出的式子(13)，例如在使小齿轮P的齿数Z2为6、12、20的情况下，也与使小齿轮P的齿数Z2为10的情况相同地，只要以满足式子(13)的方式来设定侧面齿轮S的齿数Z1、小齿轮P的齿数Z2、小齿轮轴PS的轴直径d2以及节锥距PCD，就能够得到上述效果。

并且，作为参考，在使小齿轮P的齿数Z2为12的情况下，在将齿数比Z1/Z2设定为48/12，将d2/PCD设定为20.00％时的实施例在图13中用菱形点例示，在将齿数比Z1/Z2设定为70/12，将d2/PCD设定为16.67％时的实施例在图13中用三角点例示。对于这些实施例，进行基于仿真的强度分析的结果为，能够确认到得到了与以往相等或者在其以上的齿轮强度(更具体而言，相对基准差动装置D’的87％的齿轮强度或者在其以上的齿轮强度)。并且，这些实施例如图13所示容纳于上述特定区域内。

作为比较例，对于未容纳于上述特定区域内的实施例，例如在使小齿轮P的齿数Z2为10的情况下，在图11中用星形点例示将齿数比Z1/Z2设定为58/10，将d2/PCD设定为27.50％时的实施例，在使小齿轮P的齿数Z2为10的情况下，在图11中用圆点例示将齿数比Z1/Z2设定为40/10，将d2/PCD设定为34.29％时的实施例，在使小齿轮P的齿数Z2为12的情况下，在图13中用星形点例示将齿数比Z1/Z2设定为70/12，将d2/PCD设定为27.50％时的实施例，在使小齿轮P的齿数Z2为12的情况下，在图13中用圆点例示将齿数比Z1/Z2设定为48/12，将d2/PCD设定为34.29％时的实施例。对于这些实施例，进行基于仿真的强度分析的结果为，能够确认到无法得到与以往相等或者在其以上的齿轮强度(更具体而言，相对基准差动装置D’的87％的齿轮强度或者在其以上的齿轮强度)。即，能够确认在未容纳于上述特定区域的实施例中无法得到上述效果。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明不限于上述实施方式，可在不脱离其主旨的范围内进行各种设计变更。

例如，在上述实施方式中示出了如下结构：在作为输入部件的差速器壳体DC的一侧，相邻地配置由行星齿轮机构构成的减速齿轮机构RG，且将输出侧要素(行星架23)与差速器壳体DC(罩部C’)结合，经由减速齿轮机构RG将来自动力源的动力传递至差速器壳体DC，但是也可以将行星齿轮机构以外的减速齿轮机构的输出侧要素与差速器壳体DC结合。

并且，也可以：代替这样的减速齿轮机构，将接收来自动力源的动力的输入齿部(最终从动齿轮、最终齿轮)一体地形成于差速器壳体DC的外周部、或者通过后安装而固定于差速器壳体DC的外周部，经由输入齿部将来自动力源的动力传递至差速器壳体DC。

并且在上述的实施方式中，示出了这样的结构：利用罩部C、C’的轴套部Cb的内周的凹槽8、8’，能够将变速箱M内存在于轴套部Cb的外端周边的润滑油向轴套部Cb的内端侧的储油部T、进而向油槽G供给，但也可以代替那样的凹槽8、8’或在保留那样的凹槽8、8’的同时，将引导变速箱M内飞散的润滑油至储油部T或油槽G的内端部的供油路设置在差速器壳体DC的适当位置(例如侧壁部Cs或轴套部Cb)。另外，在该情况下，可以使变速箱M内飞散的润滑油自然流入上述供油路，也可以利用未图示的油泵使润滑油积极地供给至上述供油路。

此外，在上述的实施方式中，关于垫圈W，垫圈W的径向内侧端部比侧面齿轮S的齿部Sg的背面部分fg的径向内侧端靠径向外侧，但本发明不限于此。例如，垫圈W的径向内侧端部可以延伸至与侧面齿轮S的齿部Sg的背面部分fg的径向内侧端同样的位置。由此，能够更有效地抑制对载荷负担大的侧面齿轮S的齿部Sg的背面部分fg的支承刚性下降。

并且，在上述的实施方式中，示出了这样的结构：利用差速器壳体DC的一对专用罩部C、C’分别覆盖一对侧面齿轮S的背面，但在本发明中，可以仅在一个侧面齿轮S的背面设置专用罩部。在该情况下，例如可以在差速器壳体DC的未设置专用罩部的一侧配置位于动力传递路径的上游侧的驱动部件(例如减速齿轮机构RG的行星架23)，使驱动部件与差速器壳体DC结合起来。在该情况下，驱动部件兼作罩部C’，驱动部件与差速器壳体DC构成本发明的输入部件。

另外，在上述的实施方式中，差动装置D容许左右车轴的旋转速度差，但也可以在吸收前轮与后轮的旋转速度差的中央差速器中实施本发明的差动装置。

Claims (7)

1.一种差动装置，其特征在于，该差动装置具备：

输入部件(DC)，其被输入驱动力；

差动齿轮(P)，其支承于所述输入部件(DC)，能够相对于所述输入部件(DC)自转，并且能够伴随所述输入部件(DC)的旋转绕所述输入部件(DC)的旋转中心公转；

一对输出齿轮(S)，它们在外周部具有与所述差动齿轮(P)啮合的齿部(Sg)；以及

垫圈(W)，其插装在各个所述输出齿轮(S)的背面(f)与所述输入部件(DC)之间，

所述输出齿轮(S)的背面(f)中，与所述垫圈(W)抵接的垫圈抵接面(fw)的最外周端(fwe)相对于所述输出齿轮(S)与所述差动齿轮(P)的相互的啮合部(I)的最外周端(Ie)在所述输出齿轮(S)的径向上位于相同的位置或靠外侧的位置，

所述垫圈(W)的外周端部(We)比所述垫圈抵接面(fw)沿所述径向向外侧延伸。

2.根据权利要求1所述的差动装置，其特征在于，

所述输出齿轮(S)的所述垫圈抵接面(fw)的最外周端(fwe)为该输出齿轮(S)的最大外径部分。

3.根据权利要求1所述的差动装置，其特征在于，

所述输出齿轮(S)具有轴部(Sj)和中间壁部(Sm)，所述中间壁部(Sm)从所述轴部(Sj)的内端部向径向外侧延伸并将该轴部(Sj)与所述齿部(Sg)之间连接为一体，

所述输出齿轮(S)的背面(f)中，所述齿部(Sg)的背面部分(fg)比所述中间壁部(Sm)的背面部分(fm)向轴向外侧伸出。

4.根据权利要求2所述的差动装置，其特征在于，

所述输出齿轮(S)具有轴部(Sj)和中间壁部(Sm)，所述中间壁部(Sm)从所述轴部(Sj)的内端部向径向外侧延伸并将该轴部(Sj)与所述齿部(Sg)之间连接为一体，

所述输出齿轮(S)的背面(f)中，所述齿部(Sg)的背面部分(fg)比所述中间壁部(Sm)的背面部分(fm)向轴向外侧伸出。

5.根据权利要求1至4中的任意一项所述的差动装置，其特征在于，

所述差动齿轮(P)借助支承于所述输入部件(DC)上的差动齿轮支承部(PS、PS’)支承在所述输入部件(DC)上，

当设所述输出齿轮(S)的齿数为Z1、所述差动齿轮(P)的齿数为Z2、所述差动齿轮支承部(PS、PS’)的直径为d2、节锥距为PCD时，满足

$d2/PCD\≤3.36\·{\left(\frac{1}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\·sin\left({\tan }^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)$

并且，满足Z1/Z2＞2。

6.根据权利要求5所述的差动装置，其特征在于，

满足Z1/Z2≥4。

7.根据权利要求5所述的差动装置，其特征在于，

满足Z1/Z2≥5.8。