JP2016084935A - 差動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】差動装置を出力軸軸方向で十分に幅狭化して差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を高い自由度で容易に組込み可能とする。【解決手段】差動装置ＤのサイドギヤＳは、軸部Ｓｊと、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する扁平なリング板状に形成されて軸部Ｓｊとそれから入力部材Ｉの半径方向外方に離間した歯部Ｓｇとの間を一体に接続する中間壁部Ｓｗとを有しており、中間壁部Ｓｗの少なくとも一部は、その外側面が歯部Ｓｇの背面よりも軸方向内方側に後退した薄肉部Ｓｗｔに構成され、カバー部Ｃの側壁部Ｃｓは、歯部Ｓｇの背面に内側面が対向する外周側側壁部分Ｃｓｏと、中間壁部Ｓｗの背面に内側面が対向する内周側側壁部分Ｃｓｉとを一体に有していて、その内周側側壁部分Ｃｓｉの少なくとも一部が、外周側側壁部分Ｃｓｏよりも軸方向で厚肉に形成されて薄肉部Ｓｗｔ側に張り出している。【選択図】 図１

Description

本発明は、ピニオンを支持するピニオン支持部を保持して該ピニオン支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、互いに独立した一対の出力軸に分配して伝達する差動装置、特にピニオンと噛合する環状の歯部を外周部に有して一対の出力軸にそれぞれ接続される一対のサイドギヤと、少なくとも一方のサイドギヤの外側を覆い且つ入力部材と一体に回転するカバー部とを備えるものの改良に関する。

従来、斯かる差動装置は、たとえば特許文献１，２にも記載されているように広く知られている。

特許第４８０３８７１号公報 特開２００２−３６４７２８号公報

ところが従来の上記差動装置では、サイドギヤの歯数をピニオンの歯数よりも十分大きく設定し得るようサイドギヤを十分に大径化したり、或いは出力軸の軸方向でサイドギヤやその外側のカバー部を薄肉化したりする工夫が十分には行われていなかったため、差動装置自体が出力軸の軸方向で比較的幅広の構造形態となっている。そのため、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対して差動装置の組込みが容易ではなく、またその組込みに因り伝動系全体が大型化してしまう等の不都合を来たすことがある。

また、差動装置を軸方向に扁平化するためにカバー部を単純に薄肉化する場合には、そのカバー部は、構造上、スラスト方向の倒れに弱くなるが、その倒れがたとえ僅かなものであっても、例えば入力部材外周に固定の入力歯部（ファイナルドリブンギヤ）の噛合い精度の悪化や、異音発生等の問題が生じる虞れがある。また、カバー部の厚みが十分でない場合には、差動装置に隣接する構造物からカバー部がスラスト方向の力を受けると、内蔵部品が圧迫され、サイドギヤとピニオンとの噛合い精度にも悪影響を与える虞がある。

本発明は、斯かる事情に鑑みてなされたもので、上記問題を解決し得る前記差動装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明に係る差動装置は、ピニオンを支持するピニオン支持部を保持して該ピニオン支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、互いに独立した一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記ピニオンと噛合する環状の歯部を外周部に有して前記一対の出力軸にそれぞれ接続される一対のサイドギヤと、その両サイドギヤのうち少なくとも一方のサイドギヤの背面を回転自在に支持する板状の側壁部を有して前記入力部材と一体に回転するカバー部とを備え、前記一対のサイドギヤは、前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部と、前記出力軸の軸線と交差する扁平な板状に形成されて前記軸部と該軸部から入力部材の半径方向外方に離間した前記歯部との間を一体に接続する中間壁部とを各々有しており、前記中間壁部の少なくとも一部は、その外側面が前記歯部の背面よりも出力軸軸方向で内方側に後退した薄肉部に構成され、前記カバー部の前記側壁部は、前記歯部の背面に内側面が対向する外周側側壁部分と、前記中間壁部の背面に内側面が対向する内周側側壁部分とを一体に有していて、その内周側側壁部分の少なくとも一部が、該外周側側壁部分よりも出力軸軸方向で厚肉に形成されて前記薄肉部側に張り出している（これを第１の特徴とする）
また、好適には、前記サイドギヤの背面と前記カバー部の内側面との相対向面間に、その間を相対回転自在に連接させるワッシャが介装され、そのワッシャを保持するためのワッシャ保持溝は、前記サイドギヤの背面及び前記カバー部の内側面のうちの少なくとも一方に形成される（これを第２の特徴とする）。

また、好適には、前記ワッシャ保持溝は、前記サイドギヤの前記薄肉部の背面に形成される（これを第３の特徴とする）。

また、好適には、前記ピニオンは、前記軸線から放射方向に延びて前記ピニオン支持部を構成するピニオンシャフトを介して、前記入力部材に支持され、前記ピニオンシャフトのうち前記サイドギヤの前記薄肉部に臨む中間シャフト部分が、他のシャフト部分よりも小径に形成される（これを第４の特徴とする）。

また、本発明に係る差動装置は、駆動力が入力される入力部材と、前記入力部材に支持される差動ギヤ支持部と、前記差動ギヤ支持部に支持される差動ギヤと、前記差動ギヤと噛合して一対の出力軸にそれぞれ接続される一対の出力ギヤと、前記一対の出力ギヤのうち、少なくとも一方の外側を覆い前記入力部材と一体に回転するカバー部とを備える差動装置であって、少なくとも一方の前記出力ギヤは、該出力ギヤに対応する前記出力軸に接続される軸部と、前記軸部から前記入力部材の半径方向外方に離間した前記差動ギヤと噛合する歯部と、前記軸部と前記歯部との間を一体に接続する中間壁部とを有し、前記中間壁部は、外側面が前記歯部の背面よりも前記出力軸の軸方向で内方側に後退した薄肉部を有し、前記カバー部は、少なくとも一方の前記出力ギヤの背面を回転自在に支持する側壁部を有し、前記側壁部は、内側面が前記歯部の背面に対向する外周側側壁部分と、内側面が前記中間壁部の背面に対向する内周側側壁部分とを有し、前記内周側側壁部分の少なくとも一部は、前記外周側側壁部分よりも前記出力軸の軸方向で前記薄肉部側に張り出しており、前記出力ギヤの歯数をＺ１とし、前記差動ギヤの歯数をＺ２とし、前記差動ギヤ支持部の直径をｄ２とし、ピッチ円錐距離をＰＣＤとしたときに、

を満たし、
且つＺ１／Ｚ２＞２を満たす（これを第５の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧４を満たす（これを第６の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たす（これを第７の特徴とする）。

本発明の第１の特徴によれば、一対のサイドギヤは、出力軸に接続される軸部と、出力軸の軸線と交差する扁平な板状に形成されて軸部と該軸部から入力部材の半径方向外方に離間した歯部との間を一体に接続する中間壁部とを各々有しており、その中間壁部の少なくとも一部は、その外側面がサイドギヤの歯部背面よりも出力軸軸方向で内方側に後退した薄肉部に構成され、サイドギヤ背面を回転自在に支持するカバー部の板状をなす側壁部は、サイドギヤの歯部背面に内側面が対向する外周側側壁部分と、サイドギヤの中間壁部の背面に内側面が対向する内周側側壁部分とを一体に有していて、その内周側側壁部分の少なくとも一部が、該外周側側壁部分よりも出力軸軸方向で厚肉に形成されて前記薄肉部側に張り出しているので、サイドギヤの歯数をピニオンの歯数よりも十分大きく設定し得るようにサイドギヤをピニオンに対し極力大径化でき、これにより、ピニオン支持部の荷重負担を軽減できてその有効直径の小径化、延いてはピニオンの、出力軸軸方向での幅狭化を図ることができる。しかもサイドギヤの歯部と比べ剛性を然程必要としない中間壁部の少なくとも一部を、歯部背面よりも内方側に後退した薄肉部に構成でき、その薄肉部に対応してカバー部の内周側側壁部分を、外側に張り出させることなく厚肉化できて、サイドギヤの薄肉中間壁部に対するカバー部の支持剛性を十分に確保可能となる。それらの結果、カバー部の剛性を確保しつつ、全体として差動装置を出力軸軸方向で十分に幅狭化できるから、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で有利となる。

また特に本発明の第２の特徴によれば、サイドギヤの背面とカバー部の内側面との相対向面間に、その間を相対回転自在に連接させるワッシャが介装され、そのワッシャを保持するためのワッシャ保持溝は、サイドギヤの背面及びカバー部の内側面のうちの少なくとも一方に形成されるので、ワッシャの厚みに因る差動装置の軸方向の寸法増が抑えられる。またサイドギヤが径方向に比較的幅広の中間壁部を有することで、サイドギヤの歯部から出力軸までのトルク伝達経路が径方向に長くなってギヤ支持強度の低下が懸念されるところ、その経路の途中の、ギヤ支持強度を考慮した適切な径方向位置にワッシャを配置固定できるから、ギヤ支持強度の低下を効果的に抑制可能となる。

また特に本発明の第３の特徴によれば、ワッシャ保持溝は、サイドギヤの前記薄肉部の背面に形成されるので、サイドギヤの、比較的低剛性の前記薄肉部をワッシャで直接支持できて、その薄肉部に対する支持強度を高めることができる。

また特に本発明の第４の特徴によれば、ピニオンは、前記軸線から放射方向に延びてピニオン支持部を構成するピニオンシャフトを介して、入力部材に支持され、そのピニオンシャフトのうちサイドギヤの前記薄肉部に臨む中間シャフト部分が、他のシャフト部分よりも小径に形成されるので、その中間シャフト部分を小径化した分だけ前記薄肉部を内方側への後退偏位させてカバー側壁部を厚肉に形成でき、サイドギヤに対する支持剛性を高めることができる。

また本発明の第５の特徴によれば、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、差動装置を全体として出力軸の軸方向で十分に幅狭化できるから、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で有利となる。また、出力ギヤの薄肉中間壁部に対するカバー部の支持剛性を十分に確保可能となる。

また第６及び第７の各特徴によれば、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、差動装置を出力軸の軸方向で更に十分に幅狭化できる。

本発明の一実施形態に係る差動装置及びその周辺の縦断面図（図２の１−１線断面図） 前記差動装置の一部を破断した側面図（図１の２−２線断面図） 前記差動装置の入力部材Ｉの変形例を示すものであって、（Ａ）は入力部材の内周面を２つの同径円弧を繋ぎ合わせて構成したものを示し、（Ｂ）は入力部材の内周面を楕円形状としたものを示す 前記差動装置のカバー部の変形例を示す図２対応側面図 前記差動装置の別の変形例を示すものであって、（Ａ）はワッシャ保持溝をカバー部に設けたものを示し、（Ｂ）はワッシャ保持溝をサイドギヤの歯部背面に設けたものを示し、（Ｃ）はカバー部内側面の張出し部によりワッシャを位置決め保持してワッシャ保持溝を省略したものを示し、（Ｄ）はピニオンシャフトの中間部を小径として、サイドギヤの中間壁部をピニオンシャフトＰＳ側に寄せたものを示す 前記差動装置の組立工程の一例を示す工程説明図 前記差動装置のピニオン支持部の変形例を示す、図１対応の部分断面図 本実施形態に係る差動装置と従来の差動装置の設定例を比較したグラフであって、（Ａ）はピニオンシャフト径とピニオンの荷重点長さとの関係を示し、（Ｂ）はサイドギヤ及びピニオンの歯数比とピニオンのピッチ円錐距離との関係を示し、（Ｃ）は前記歯数比と差動装置の軸方向幅との関係を示す 従来の差動装置の一例を示す縦断面図 ピニオンの歯数を１０とした時の歯数比率に対するギヤ強度変化率の関係を示すグラフ ピッチ円錐距離の変化率に対するギヤ強度変化率の関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１０とした時のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率に対するピッチ円錐距離の変化率の関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１０とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を６とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を１２とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ ピニオンの歯数を２０とした時の歯数比率と、シャフト径／ピッチ円錐距離の比率との関係を示すグラフ

本発明の実施の形態を、添付図面に示す本発明の好適な実施例に基づいて以下に説明する。

先ず、図１および図２において、差動装置Ｄは、自動車に搭載されるエンジン（図示せず）から伝達された回転駆動力を、左右一対の車軸に連なる左右一対の出力軸Ａに分配して伝達することにより、その左右車軸を、それらの差動回転を許容しつつ駆動するためのものであって、例えば車体後部中央に固定されるミッションケース１内に収容、支持される。

この差動装置Ｄは、複数のピニオンＰと、それらピニオンＰを回転自在に支持するピニオン支持部としてのピニオンシャフトＰＳと、そのピニオンシャフトＰＳと共に回転し得るようピニオンシャフトＰＳを支持する短円筒状の入力部材Ｉと、ピニオンＰに対しその左右両側より噛合し且つ左右一対の出力軸Ａにそれぞれ接続される左右一対のサイドギヤＳと、その両サイドギヤＳの外側を覆い且つ入力部材Ｉと一体に回転する左右一対のカバー部Ｃ，Ｃ′とを備えており、入力部材Ｉ及びカバー部Ｃ，Ｃ′によりデフケースＤＣが構成される。

尚、本実施形態ではピニオンＰを２個とし、ピニオン支持部としてのピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉの一直径線に沿って延びる直線棒状に形成して、それの両端部に２個のピニオンＰをそれぞれ支持させるようにしたものを示したが、ピニオンＰを３個以上設けてもよい。その場合には、ピニオンシャフトＰＳを、３個以上のピニオンＰに対応して入力部材Ｉの回転軸線Ｌから三方向以上に枝分かれして放射状に延びる交差棒状（例えばピニオンＰが４個の場合には十字状）に形成して、その各先端部にピニオンＰを各々支持させるようにする。

尚また、ピニオンシャフトＰＳにピニオンＰを図示例のように直接嵌合させてもよいし、或いは軸受ブッシュ等の軸受手段（図示せず）を介挿させてもよい。またピニオンシャフトＰＳは、図示例のように全長に亘り一様等径の軸状としてもよいし、或いは段付き軸状としてもよい。

前記デフケースＤＣは、左右の軸受２を介してミッションケース１に回転自在に支持される。またミッションケース１に形成されて各出力軸Ａが嵌挿される貫通孔１ａの内周と、各出力軸Ａの外周との間には、その間をシールする環状シール部材３が介装される。またミッションケース１の底部には、その内部空間に臨んで所定量の潤滑油を貯溜するオイルパン（図示せず）が設けられており、その潤滑油がデフケースＤＣその他の回転部材の回転により差動装置Ｄの周辺に飛散することで、デフケースＤＣの内外に存する機械連動部分を潤滑できるようになっている。

入力部材Ｉの外周部には、ファイナルドリブンギヤとしての入力歯部Ｉｇが設けられ、この入力歯部Ｉｇは、エンジンの動力で回転駆動されるドライブギヤ（図示せず）と噛合する。尚、その入力歯部Ｉｇは、本実施形態では入力部材Ｉの外周面にその横幅一杯（即ち軸方向全幅）に亘り直接形成されているが、その入力歯部Ｉｇを入力部材Ｉよりも小幅に形成したり、或いは入力部材Ｉとは別体に形成して後付けで入力部材Ｉの外周部に固定するようにしてもよい。

またピニオンＰ及びサイドギヤＳは、本実施形態ではベベルギヤに形成されており、しかもそれらの歯部を含む全体が各々鍛造等の塑性加工で形成されている。そのため、これらピニオンＰ及びサイドギヤＳの歯部を切削加工する場合のような機械加工上の制約を受けることなく歯部を任意の歯数比を以て高精度に形成可能である。尚、前記ベベルギヤに代えて他のギヤを採用してもよく、例えばサイドギヤＳをフェースギヤとし且つピニオンＰを平歯車又は斜歯歯車としてもよい。

また前記一対のサイドギヤＳは、一対の出力軸Ａの内端部がそれぞれスプライン嵌合４されて接続される円筒状の軸部Ｓｊと、その軸部Ｓｊから入力部材Ｉの半径方向外方に離れた位置に在ってピニオンＰに噛合する円環状の歯部Ｓｇと、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する扁平なリング板状に形成されて軸部Ｓｊ及び歯部Ｓｇ間を一体に接続する中間壁部Ｓｗとを備える。

その中間壁部Ｓｗは、これの半径方向の幅ｔ１がピニオンＰの最大直径ｄ１よりも大きくなり、且つ中間壁部Ｓｗの、出力軸Ａ軸方向での最大肉厚ｔ２がピニオンシャフトＰＳの有効直径ｄ２よりも小さくなるように形成（図１参照）される。これにより、後述するように、サイドギヤＳの歯数Ｚ１をピニオンＰの歯数Ｚ２よりも十分大きく設定し得るようサイドギヤＳを十分に大径化することができ、且つ出力軸Ａの軸方向でサイドギヤＳが十分に薄肉化できる。

また前記一対のカバー部Ｃ，Ｃ′のうちの一方Ｃは、入力部材Ｉとは別体に形成されて入力部材Ｉにボルトｂを以て着脱可能に結合されるが、その結合手段としては、ネジ手段以外の種々の結合手段、例えば溶接手段やカシメ手段を使用可能である。また他方のカバー部Ｃ′は入力部材Ｉに一体に形成される。尚、前記他方のカバー部Ｃ′を、前記一方のカバー部Ｃと同様に入力部材Ｉとは別体に形成して、入力部材Ｉにボルトｂその他の結合手段を以て結合してもよい。

また各々のカバー部Ｃ，Ｃ′は、サイドギヤＳの軸部Ｓｊを同心状に囲繞して回転自在に嵌合支持する円筒状のボス部Ｃｂと、外側面を入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する平坦面としてボス部Ｃｂの軸方向内端に一体に連設される板状の側壁部Ｃｓとを備えており、このカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓは、出力軸Ａの軸方向で入力部材Ｉ（従って入力歯部Ｉｇ）の幅内に収まるように配置される。これにより、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓが入力部材Ｉの端面より回転軸線外方側に張出すことが抑えられるから、差動装置Ｄの出力軸軸方向での幅狭化を図る上で有利になる。

また、そのカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面により、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ及び歯部Ｓｇのうちの少なくとも一方の背面がワッシャＷを介して回転自在に支持される。尚、このようなワッシャＷを省略して、前記側壁部Ｃｓの内側面により、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ及び歯部Ｓｇのうちの少なくとも一方の背面を回転自在に直接支持させてもよい。また、サイドギヤＳの軸部Ｓｊは、カバー部Ｃ，Ｃ′のボス部Ｃｂに軸受を介して支持させてもよい。

ところで入力部材Ｉは、その内周面ＩｉがサイドギヤＳの外周部に近接した状態でサイドギヤＳを全周に亘り囲繞している。そして、図２にも示すように入力部材Ｉの内周面Ｉｉのうち、特にピニオンＰの周辺に位置する所定内周部分Ｉｉａが、その他の内周部分よりも入力部材Ｉの回転軸線Ｌから離れるように凹状に形成されて油貯溜部を構成している。従って、この油貯溜部において、入力部材Ｉの回転による遠心力で潤滑油を効果的に集めて貯溜できて、そこに集まった大量の潤滑油をピニオンＰ及びその周辺部に効率よく供給することができるため、ピニオンＰが高速回転するような過酷な運転状況等においても、ピニオンＰの摺動部やピニオンＰとサイドギヤＳとの噛合部へ潤滑油を十分に供給可能となり、その摺動部や噛合部の焼付きの防止に有効である。

特に本実施形態のような差動装置Ｄでは、前記した如くサイドギヤＳ（従ってデフケースＤＣ）を十分に大径化できる関係で、大きな遠心力によって多量の潤滑油を入力部材Ｉの所定内周部分Ｉｉａ（油貯溜部）に効率よく集めることができるため、サイドギヤＳの大径化に伴いピニオンＰが高速回転しても、その焼付き防止効果が顕著に得られるものである。

本実施形態において前記油貯溜部となる所定内周部分Ｉｉａは、入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する横断面において、その他の内周部分よりも曲率が大きい円弧状に形成される。そして、その所定内周部分Ｉｉａは、本実施形態（図２）では前記横断面において入力部材Ｉの回転軸線ＬよりもピニオンＰ側に中心Ｏ′がオフセットした比較的小径の第１の円弧に形成され、また前記その他の内周部分は、前記横断面において入力部材Ｉの回転軸線Ｌ上に中心Ｏが位置する、前記第１の円弧よりも大径の第２の円弧に形成される。これにより、その所定内周部分Ｉｉａ（油貯溜部）が周方向に比較的狭い領域に設定される場合でも、その所定内周部分Ｉｉａを入力部材Ｉの回転軸線Ｌから離れる側に十分深く形成できるため、そこに潤滑油を十分に保持可能となる。しかもその所定内周部分Ｉｉａは、これを旋盤等の汎用設備でも入力部材Ｉの内周面Ｉｉに容易に加工可能となり、コスト節減が図られる。

また図３には、入力部材Ｉの内周形態の変形例を示す。即ち、図３の（Ａ）では、入力部材Ｉの内周面Ｉｉは、入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する横断面において、回転軸線ＬよりもピニオンＰ側に中心Ｏ″がオフセットした同一径の複数（図示例では２個）の円弧を繋ぎ合わせるようにして形成され、その各円弧の周方向中央部分を前記所定内周部分Ｉｉａとしている。斯かる入力部材Ｉの内周形態によれば、所定内周部分Ｉｉａ（油貯溜部）を旋盤等の汎用設備でも入力部材Ｉの内周面Ｉｉに容易に加工可能となるばかりか、前記複数の円弧が同一径であることで円弧面形成用のドリル等の加工具の共用化も可能となり、一層のコスト節減が図られる。

また図３の（Ｂ）では、入力部材Ｉの内周面Ｉｉは、入力部材Ｉの回転軸線Ｌと直交する横断面において、長軸をピニオンシャフトＰＳの軸線と一致させた楕円形状に形成されており、その楕円の長軸側の端部を前記所定内周部分Ｉｉａとしている。

尚、入力部材Ｉの内周形態には図２及び図３に示す実施形態の他にも、種々の変形例が考えられ、例えば前記横断面で一対の半円弧と一対の短い直線とを繋ぎ合わせた小判形状（図示せず）に形成されてもよく、その場合には、半円弧の周方向中央部分が前記所定内周部分Ｉｉａとされる。尚また、前記実施形態では、前記所定内周部分Ｉｉａとその他の内周部分との間が滑らかに連続しているが、その間に段差が形成されてもよい。

次にピニオン支持部としてのピニオンシャフトＰＳの入力部材Ｉへの取付構造について説明する。そのピニオンシャフトＰＳは、その両端部がそれぞれ取付体Ｔを介して入力部材Ｉに連結支持されており、その取付体Ｔには、ピニオンシャフトＰＳの端部を全周に亘って嵌合、保持し得る保持孔Ｔｈが形成される（図１参照）。また入力部材Ｉの内周面Ｉｉには、その入力部材Ｉの、一方のカバー部Ｃ側の側面に開口部を有して出力軸Ａ軸方向に延びる横断面コ字状の取付溝Ｉａが凹設されており、その取付溝Ｉａには、これの前記開口部より直方体状の前記取付体Ｔが挿入される。その取付体Ｔは、これを入力部材Ｉの取付溝Ｉａに挿入された状態で前記一方のカバー部Ｃを入力部材Ｉにボルトｂで締結することにより入力部材Ｉに固定される。

上記したようなピニオンシャフトＰＳの入力部材Ｉへの取付構造によれば、ピニオンシャフトＰＳの端部をその全周に亘り嵌合保持させたブロック状の取付体Ｔを介して、ピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉの取付溝Ｉａに容易且つ強固に連結固定できるため、入力部材ＩにピニオンシャフトＰＳ支持のための貫通孔を特別に形成することなく、また組立作業性を低下させることなく、ピニオンシャフトＰＳを入力部材Ｉに対し高い強度を以て連結支持させることができる。しかも本実施形態では、サイドギヤＳの外側を覆うカバー部Ｃが取付体Ｔに対する抜け止め固定手段を兼ねることで構造簡素化が図られる。

かくして、ピニオンシャフトＰＳの両端部が取付体Ｔを介して入力部材Ｉに連結支持された状態では、そのピニオンシャフトＰＳに回転自在に支持されるピニオンＰの外端面（即ち入力部材Ｉの半径方向外方側の端面）と、入力部材Ｉの内周面Ｉｉ（即ち前記所定内周部分Ｉｉａ）との間には半径方向の間隙１０が形成される。従って、この間隙１０には潤滑油が溜まり易くなるため、その間隙１０に臨むピニオンＰの端部やその周辺部の焼付き防止に有効である。

ところで、前記一方のカバー部Ｃの側壁部Ｃｓは、出力軸Ａの軸方向外方から見た側面視で（即ち図２で見て）ピニオンＰと重なる領域を含む第１の所定領域でサイドギヤＳの背面を覆う油保持部７を備えており、更に前記側面視でピニオンＰと重ならない第２の所定領域において、サイドギヤＳの背面をデフケースＤＣ外に露出させる肉抜き部８と、前記油保持部７から入力部材Ｉの周方向に離間し且つ入力部材Ｉの半径方向に延びてボス部Ｃｂ及び入力部材Ｉ間を連結する連結腕部９とを併せ持つ構造となっている。換言すれば、カバー部Ｃの基本的に円板状をなす側壁部Ｃｓは、そこに切欠き状をなす前記肉抜き部８が周方向に間隔をおいて複数形成されることで、その肉抜き部８を周方向に挟んでその一方側に油保持部７が、その他方側に連結腕部９がそれぞれ形成される構造形態となっている。

また前記肉抜き部８は、本実施形態では側壁部Ｃｓの外周端側が開放し且つ側面視でピニオンシャフトＰＳと直交する方向に略沿って延びる切欠き状に形成されており、これにより、肉抜き部８と隣接する油保持部７が周方向に極力長く形成されて、次に説明する油保持部７による油保持効果が高められるようになっている。

このようなカバー部Ｃの側壁部Ｃｓの構造形態、特に前記油保持部７により、入力部材Ｉの回転による遠心力で径方向外方側に移動しようとする潤滑油をピニオンＰ及びその周辺部に保持し易くすることができる。従って、前述のような入力部材Ｉの所定内周部分Ｉｉａ（油貯溜部）による遠心力を利用した油集中貯溜効果と相俟って、潤滑油をピニオンＰ及びその周辺部に一層効率よく供給できるため、ピニオンＰが高速回転するような過酷な運転状況等においても、ピニオンＰの摺動部やピニオンＰとサイドギヤＳとの噛合部へ潤滑油を一層効率よく供給できて、その摺動部や噛合部の焼付きをより効果的に防止することができる。

その上、カバー部Ｃが前記肉抜き部８を備えることで、その肉抜き部８を通してデフケースＤＣの内外に潤滑油を流通させることができるため、潤滑油が適度に交換・冷却されて、油劣化防止に効果的である。また、デフケースＤＣ内に多量の潤滑油を閉じ込めておく必要はない上、肉抜き部８の形成分だけカバー部Ｃ自体が軽くなるため、それだけ差動装置Ｄの軽量化が図られる。

尚、前記肉抜き部８は、本実施形態では側壁部Ｃｓの外周端側が開放した切欠き状に形成されるが、その外周端側が開放されない貫通孔状に形成してもよい。尚また本実施形態では、一方のカバー部Ｃの側壁部Ｃｓにのみ肉抜き部８を形成して、他方のカバー部Ｃ′の側壁部Ｃｓは、肉抜き部を持たない（従ってサイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ及び歯部Ｓｇの背面全面を覆う）円板状に形成しているが、その他方のカバー部Ｃ′の側壁部Ｃｓにも肉抜き部８を形成してもよく、その場合には、油保持部７及び連結腕部９は入力部材Ｉに一体に形成される。

而して本実施形態の油保持部７は、連結腕部９と同様に、カバー部Ｃのボス部Ｃｂと入力部材Ｉとの間に跨がって延びてその間を連結している。そして、カバー部Ｃが油保持部７において入力部材Ｉと連結されることにより、入力部材Ｉの回転時に遠心力で径方向外方側へ移動しようとする潤滑油が、油保持部７と入力部材Ｉとで覆われた空間に一層滞留し易くなり、ピニオンＰ及びその周辺部に潤滑油を保持し易くなる。

尚、油保持部７及び連結腕部９を入力部材Ｉに各々連結する構造は、カバー部Ｃの入力部材Ｉへの連結構造として前述した通りである。即ち、油保持部７及び連結腕部９は、これらを入力部材Ｉと一体に形成してもよく、また別体に形成する場合には、ボルトｂ等のネジ手段、或いはその他の種々の結合手段（例えば溶接手段、カシメ手段等）で入力部材Ｉに結合される。

また本実施形態のように、カバー部Ｃを油保持部７とは別に、ボス部Ｃｂと入力部材Ｉとの間を連結する連結腕部９を一体に有する構造とすれば、それだけ入力部材Ｉに対するカバー部Ｃの連結強度を高めることができ、しかもサイドギヤＳの背面を支持するカバー部Ｃ自体の剛性強度が高められて、サイドギヤＳに対する支持剛性も強化される。尚、カバー部Ｃにおいて連結腕部９は必須のものではなく、これを省略した別の実施形態も実施可能である。尚また、カバー部Ｃが特に連結腕部９を備える場合には、油保持部７を入力部材Ｉに対して非連結とした別の実施形態も実施可能である。

更に本実施形態のカバー部Ｃは、肉抜き部８の周縁部において、入力部材Ｉの回転時に入力部材Ｉの内方側への潤滑油の流入を誘導し得る油誘導斜面ｆを有する。この油誘導斜面ｆは、油保持部７及び連結腕部９を入力部材Ｉの周方向に横切る横断面（図２の部分断面図を参照）で見て、油保持部７及び連結腕部９の各々の外側面から内側面に向かって油保持部７及び連結腕部９の各々の周方向中央側に傾斜した斜面より構成される。そして、この油誘導斜面ｆにより、カバー部Ｃ外側から内側への潤滑油の流入を円滑化でき、ピニオンＰ等に対する潤滑効果が高められる。

また、カバー部Ｃにおける肉抜き部８（従って油保持部７及び連結腕部９）の形態は種々の変形例が考えられ、図２の実施形態に限定されない。例えば、図４に示す変形例では油保持部７及び連結腕部９が各々放射方向に延びる（即ち全体として十字状となる）ように、肉抜き部８が、中心角を略９０°とした扇形に形成されている。

ところで、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗの少なくとも一部（本実施形態では全部）は、その外側面が歯部Ｓｇの背面よりも出力軸Ａの軸方向で内方側に後退した薄肉部Ｓｗｔに構成されている（図１参照）。一方、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓ（特にカバー部Ｃの側壁部Ｃｓで言えば油保持部７及び連結腕部９）は、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面に内側面が対向する外周側側壁部分Ｃｓｏと、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗの背面に内側面が対向する内周側側壁部分Ｃｓｉとを一体に有する。しかもその内周側側壁部分Ｃｓｉの少なくとも一部（本実施形態では全部）が、外周側側壁部分Ｃｓｏよりも回転軸線に沿う方向で厚肉に形成されて前記薄肉部Ｓｗｔ側に張り出している。

これら構造によれば、サイドギヤＳの歯部Ｓｇと比べ剛性を然程必要としない中間壁部Ｓｗの少なくとも一部を、歯部Ｓｇの背面よりも軸方向内方側に後退した薄肉部Ｓｗｔに構成でき、その薄肉部Ｓｗｔに対応してカバー部Ｃ，Ｃ′の内周側側壁部分Ｃｓｉを、軸方向外側に張り出させることなく厚肉化できて、サイドギヤＳの薄肉中間壁部Ｓｗに対するカバー部Ｃの支持剛性を十分に高めることが可能となる。これにより、サイドギヤＳ及びデフケースＤＣの剛性強度を確保しつつ差動装置Ｄを出力軸Ａの軸方向で十分に幅狭化する上で、頗る有利となる。

また、サイドギヤＳの背面とカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓとの相対向面間には、前述のようにその間を相対回転自在に連接させるワッシャＷが介装されているが、本実施形態ではそのワッシャＷを定位置に保持するためのワッシャ保持溝６が、サイドギヤＳの前記薄肉部Ｓｗｔの背面に形成される。従ってサイドギヤＳの、比較的低剛性の薄肉部ＳｗｔをワッシャＷで直接支持できて、その薄肉部Ｓｗｔに対する支持強度を高めることができる。しかもワッシャＷをワッシャ保持溝６に収容保持させたことで、ワッシャＷの厚みに因る差動装置Ｄの軸方向の寸法増が抑えられる。

また、サイドギヤＳの背面とカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓとの相対向面間に介装すべきワッシャＷの設置態様については、種々の変形例が考えられる。例えば、図５（Ａ）では、サイドギヤＳの薄肉部Ｓｗｔに対向するカバー部Ｃ，Ｃ′の内側面にワッシャ保持溝６を形成して、そこにワッシャＷを保持させているため、薄肉部Ｓｗｔがワッシャ保持溝６のために更に薄肉化されるのを回避している。また図５（Ｂ）では、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面にワッシャ保持溝６を形成して、そこにワッシャＷを保持させているため、サイドギヤＳに対する荷重支持点をより径方向外側（従ってピニオンＰとの噛合部に近い位置）に偏位させることで支持強度を高めている。

また図５（Ｃ）では、ワッシャＷの内周位置と、カバー部Ｃ，Ｃ′における側壁部Ｃｓの軸方向内方側への張出し起点位置とを合致させることで、その側壁部Ｃｓの内方張出し形態をワッシャＷの位置決めに利用している。従って、ワッシャ保持溝６を設けずともワッシャＷの位置決め保持を可能として、ワッシャ保持溝の形成による強度低下を回避している。

更に図５（Ｄ）では、入力部材Ｉの回転軸線から放射方向（一直径線上）に延びる直線棒状のピニオンシャフトＰＳのうち、サイドギヤＳの薄肉部Ｓｗｔに臨む中間シャフト部分ＰＳｍが、他のシャフト部分よりも小径に形成される。そして、このように中間シャフト部分ＰＳｍを小径化した分だけ前記薄肉部Ｓｗｔを軸方向内方側へ後退偏位させ、その後退偏位に対応してカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓ（特に内周側側壁部分Ｃｓｉ）を更に厚肉化することで、サイドギヤＳに対する支持剛性をより高めている。

前述のようにサイドギヤＳが径方向に比較的幅広の中間壁部Ｓｗを有することで、サイドギヤＳの歯部Ｓｇから出力軸Ａまでのトルク伝達経路が径方向に長くなってギヤ支持強度の低下が懸念されるところ、本実施形態では、上記トルク伝達経路の途中の、ギヤ支持強度に配慮した適切な径方向位置（図１及び図５（Ａ）〜（Ｄ）参照）にワッシャＷを適宜、配置固定できるため、ギヤ支持強度の低下を効果的に抑制可能となる。

次に、前記実施形態の作用について説明する。本実施形態の差動装置Ｄは、その入力部材Ｉに動力源から回転力を受けた場合に、ピニオンＰがピニオンシャフトＰＳ回りに自転しないで入力部材Ｉと共にその軸線Ｌ回りに公転するときは、左右のサイドギヤＳが同一速度で回転駆動されて、その駆動力が均等に左右の出力軸Ａに伝達される。また、自動車の旋回走行等により左右の出力軸Ａに回転速度差が生じるときは、ピニオンＰが自転しつつ公転することで、そのピニオンＰから左右のサイドギヤＳに対してその差動回転を許容しつつ回転駆動力が伝達される。以上は、従来周知の差動装置の作動と同様である。

次に、本実施形態に係る差動装置Ｄの製造組立工程について、図６を参照して説明する。その工程は、次の［１］〜［６］の工程を少なくとも含むものである。
［１］入力部材Ｉ及びカバー部Ｃ′を一体に形成し（又は別々に製作したものを結合し）てなるデフケース主体ＤＣ′と、カバー部Ｃと、各サイドギヤＳと、各ピニオンＰと、ピニオンシャフトＰＳと、取付体Ｔとを別々の工程で製作し、準備する工程
［２］図６（Ａ）に示す如く、デフケース主体ＤＣ′内に一方のサイドギヤＳを嵌装する工程
［３］図６（Ｂ）実線に示す如く、ピニオンシャフトＰＳの両端部に、ピニオンＰの中心孔及び取付体Ｔの保持孔Ｔｈを嵌合支持させるようにして取付ユニットＵを組立て、その組立状態を治具（図示せず）により一時的に保持するようにした組立工程
［４］図６（Ｂ）矢印及び二点鎖線に示す如く、取付ユニットＵをデフケース主体ＤＣ′内に装入し、その際に入力部材Ｉの取付溝Ｉａに取付体Ｔを挿入すると共に各ピニオンＰを一方のサイドギヤＳの歯部Ｓｇに噛合させることで、取付ユニットＵを、前記治具から離脱させて入力部材Ｉに仮止め保持する工程
［５］図６（Ｃ）に示す如く、入力部材Ｉに仮止め保持された取付ユニットＵの外側に他方のサイドギヤＳを重ね合わせて、各ピニオンＰを他方のサイドギヤＳの歯部Ｓｇに噛合させる工程
［６］図６（Ｄ）に示す如く、他方のサイドギヤＳの背面側にカバー部Ｃを重ね合わせると共に、そのカバー部Ｃを入力部材Ｉにボルトｂを以て締結することで、カバー部Ｃと入力部材Ｉの取付溝Ｉａ内面との間に取付ユニットＵの取付体Ｔを挟持、固定して、差動装置Ｄを完成させる工程
以上一連の工程において、特に前記［３］の組立工程では、ピニオンシャフトＰＳ、各ピニオンＰ及び取付体Ｔを一纏めにユニット化した取付ユニットＵをサブアッセンブリとして予め組立ておき、その後、入力部材Ｉの取付溝Ｉａに取付体Ｔを挿入して取付ユニットＵを入力部材Ｉに位置決め保持し、その後、カバー部Ｃを入力部材Ｉに締結することで取付ユニットＵを入力部材Ｉに組付け固定するようにしているので、組立作業能率を効果的に高めることができる。

而して、上記のようにして組立てられた差動装置Ｄにおいて、そのサイドギヤＳは、出力軸Ａに接続される軸部Ｓｊと、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する扁平なリング板状に形成されて、軸部Ｓｊと該軸部Ｓｊから入力部材Ｉの半径方向外方に離間したサイドギヤ歯部Ｓｇとの間を一体に接続する中間壁部Ｓｗとを有しており、その上、その中間壁部Ｓｗは、それの半径方向幅ｔ１がピニオンＰの最大直径ｄ１よりも長くなるよう形成されている。このため、サイドギヤＳの歯数Ｚ１をピニオンＰの歯数Ｚ２よりも十分大きく設定し得るようにサイドギヤＳをピニオンＰに対し十分大径化できることから、ピニオンＰからサイドギヤＳへのトルク伝達時におけるピニオンシャフトＰＳの荷重負担を軽減できてその有効直径ｄ２の小径化、延いてはピニオンＰの、出力軸Ａ軸方向での幅狭化を図ることができる。

また、上記のようにピニオンシャフトＰの荷重負担が軽減されると共に、サイドギヤＳにかかる反力が低下し、その上、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗ又は歯部Ｓｇの背面がカバー側壁部Ｃｓに支持されるので、そのサイドギヤＳの中間壁部Ｓｗを薄肉化してもサイドギヤＳの必要な剛性強度は確保することが容易であり、即ち、サイドギヤＳに対する支持剛性を確保しつつサイドギヤ中間壁部Ｓｗを十分に薄肉化することが可能となる。また、本実施形態では、上記のように小径化を可能としたピニオンシャフトＰＳの有効直径ｄ２よりもサイドギヤ中間壁部Ｓｗの最大肉厚ｔ２が更に小さく形成されるため、サイドギヤ中間壁部Ｓｗの更なる薄肉化が達成可能となる。しかもカバー側壁部Ｃｓが、外側面を出力軸Ａの軸線Ｌと直交する平坦面とした板状に形成されることで、このカバー側壁部Ｃｓ自体の薄肉化も達成される。

それらの結果、差動装置Ｄは、従来装置と同程度の強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、全体として出力軸Ａの軸方向で十分に幅狭化することができる。これにより、差動装置Ｄの周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置Ｄを、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で頗る有利となる。

また、本実施形態において、サイドギヤＳ及びピニオンＰは、ピニオン支持部ＰＳの有効直径をｄ２とし、ピニオンＰの荷重点長さをｄ３としたときに、
ｄ３≧３．７４・ｄ２＋２０ ……………………（１）
の関係を満たすように示すように（即ち図８（Ａ）のラインＸよりも上側領域に）設定されることが望ましい。

ここでピニオンＰの荷重点長さｄ３とは、回転軸線Ｌから１個のピニオンＰの大径端面までの距離を２倍した長さであり、例えば一対のピニオンＰが対向配置される場合は、その一対のピニオンＰの大径端面間の距離が荷重点長さｄ３に該当する（図１参照）。

図８（Ａ）に示すラインＸ１は、従来装置でのピニオンシャフト径ｄ２とピニオンＰの荷重点長さｄ３との関係を示す。ピニオンシャフト径ｄ２に対し、ラインＸ１で対応する荷重点長さｄ３を設定することで、所定の静ねじり荷重を確保できるようにしている。これに対し、本実施形態の設定例によれば、ラインＸ１と傾きが等しく、且つピニオンＰの荷重点長さｄ３が十分に大きいラインＸを設定し、そのラインＸの上側領域において、ピニオンシャフト径ｄ２とピニオンＰの荷重点長さｄ３を設定するので、従来装置と同程度以上の静ねじり荷重を確保しながら、ピニオンＰの荷重点長さを十分長くできると共に、差動装置Ｄを出力軸Ａの軸方向で十分に幅狭化できる。

さらにベベルギヤであるピニオンＰのピッチ円錐距離（即ち縦断面扇形をなすピニオンＰの扇形中心からピニオンＰ外端までの距離）をＰＣＤとし、ピニオンＰの歯数をＺ２とし、サイドギヤＳの歯数をＺ１としたときに、
Ｚ１／Ｚ２≧２ ……………………………………（２）
ＰＣＤ≧６．１７・（Ｚ１／Ｚ２）＋２０ ………（３）
の関係を満たすように（即ち図８（Ｂ）のラインＹよりも右側で且つラインＺよりも上側の領域に）設定されることが望ましい。即ち、図８（Ｂ）のラインＹは、差動装置Ｄを出力軸Ａの軸方向に十分な幅狭化するための歯数比率（Ｚ１／Ｚ２）を示すものであり、このラインＹよりも右側に歯数比率（Ｚ１／Ｚ２）を設定する場合には（すなわち２以上に設定する場合には）、図８（Ｃ）に示すように幅狭化の効果が大きい。また図８（Ｂ）において、ラインＺは四輪自動車として一般的に必要であるとされるトルク伝達量を得るための歯数比率とピッチ円錐距離との関係を示すラインであり、従来装置の設計値をプロットして決定したものである。よって、ラインＹより右側に、且つラインＺよりも上側の領域に含まれるように、歯数比率（Ｚ１／Ｚ２）とピニオンのピッチ円錐距離との関係を設定することにより、本実施形態の差動装置Ｄは、従来装置と同程度以上の最大トルク伝達量を確保しながら、出力軸Ａの軸方向に十分幅狭化（図８の（Ｃ）を参照）することが可能となる。

ところで前記実施形態では、ピニオン支持部として長いピニオンシャフトＰＳを用いるものを示したが、図７に示すようにピニオンＰの大径側の端面に同軸に一体に結合された支持軸部ＰＳ′でピニオン支持部を構成してもよい。この構成によれば、ピニオンシャフトＰＳを嵌合させる貫通孔をピニオンＰに設ける必要はなくなるため、それだけピニオンＰを小径化（軸方向幅狭化）できて、差動装置Ｄの出力軸Ａ軸方向での扁平化を図ることができる。即ち、ピニオンシャフトＰＳがピニオンＰを貫通する場合、ピニオンＰにはピニオンシャフト径に対応するサイズの貫通孔を形成する必要があるが、ピニオンＰ端面に支持軸部ＰＳ′を一体化した場合には、支持軸部ＰＳ′の径に依存することなくピニオンＰの小径化（軸方向幅狭化）が可能となる。

しかも本実施形態では、その支持軸部ＰＳ′の外周面と、これが挿入される取付体Ｔの保持孔Ｔｈ内周面との間には、その間の相対回転を許容する軸受としての軸受ブッシュ１２が介挿されるが、この軸受ブッシュ１２は、特に前記［３］の組立工程で、取付体Ｔの保持孔Ｔｈの内周と支持軸部ＰＳ′の外周との間に介挿される。これにより、その軸受ブッシュ１２も含めて取付ユニットＵを前記組立工程で一纏めに組立て可能であるから、その軸受ブッシュ１２を追加することで部品点数が増えても組立作業能率の低下が最小限に抑えられる。尚、前記軸受としては、ニードルベアリング等の軸受でもよい。尚また、前記軸受を省略して、支持軸部ＰＳ′を取付体Ｔの保持孔Ｔｈに直接嵌合させるようにしてもよい。

ところで前記した特許文献１，２で例示したような従来の差動装置では、通常、サイドギヤ（出力ギヤ）の歯数Ｚ１とピニオン（差動ギヤ）の歯数Ｚ２として、例えば特許文献２に示される14×10、或いは16×10または13×９が用いられており、この場合、差動ギヤに対する出力ギヤの歯数比率Ｚ１／Ｚ２は、それぞれ1.4 、1.6 、1.44となっている。また従来の差動装置では、歯数Ｚ１，Ｚ２の、その他の組合わせとして、例えば15×10、17×10、18×10、19×10、または20×10となっているものも知られており、この場合の歯数比率Ｚ１／Ｚ２は、それぞれ1.5 、1.7 、1.8 、1.9 、2.0 となっている。

一方、今日では、差動装置周辺でのレイアウト上の制約を伴う伝動装置も増えており、差動装置のギヤ強度を確保しつつ差動装置を出力軸の軸方向に十分幅狭化（即ち扁平化）することが市場で要求されている。しかしながら従来の既存の差動装置では、上記歯数比率の組み合わせからも明らかなように出力軸の軸方向で幅広の構造形態となっているため、上記した市場の要求を満たすことが困難な状況にある。

そこで差動装置のギヤ強度を確保しつつ差動装置を出力軸の軸方向に十分幅狭化（即ち扁平化）し得る差動装置Ｄの構成例を、前記した実施形態（第１の実施形態）とは異なる観点より、以下に具体的に特定する。尚、この構成例に係る差動装置Ｄの各構成要素の構造は、図１〜図７で説明した前記実施形態の差動装置Ｄの各構成要素と同様であるので、各構成要素の参照符号は、前記実施形態のそれと同じ符号を使用し、構造説明は省略する。

先ず、差動装置Ｄを出力軸Ａの軸方向に十分に幅狭化（即ち扁平化）するための基本的な考え方を、図９を併せて参照して説明すると、それは、
［１］ピニオンＰ即ち差動ギヤに対するサイドギヤＳ即ち出力ギヤの歯数比率Ｚ１／Ｚ２を従来既存の差動装置の歯数比率よりも増大させる。（これにより、ギヤのモジュール（従って歯厚）が減少してギヤ強度が低下する一方で、サイドギヤＳのピッチ円直径が増大してギヤ噛合部での伝達荷重が低減しギヤ強度が増大するが、全体としては後述する如くギヤ強度は低下する。）
［２］ピニオンＰのピッチ円錐距離ＰＣＤを従来既存の差動装置のピッチ円錐距離よりも増やす。（これにより、ギヤのモジュールが増加してギヤ強度が増大すると共に、サイドギヤＳのピッチ円直径が増大してギヤ噛合部での伝達荷重が低減しギヤ強度が増大するため、全体としては後述する如くギヤ強度は大幅に増大する。）
従って、上記［１］によるギヤ強度低下の量と、上記［２］によるギヤ強度増大の量とが等しくなるか、或いは上記［１］によるギヤ強度低下の量よりも、上記［２］によるギヤ強度増大の量の方が上回るように、歯数比率Ｚ１／Ｚ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを設定することにより、全体としてギヤ強度を従来既存の差動装置と比べて同等もしくは増大させることができる。

次に上記［１］［２］に基づくギヤ強度の変化態様を数式により具体的に検証する。尚、検証は、以下の実施形態で説明する。先ず、サイドギヤＳの歯数Ｚ１を１４、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした時の差動装置Ｄ′を「基準差動装置」とする。また「変化率」とは、前記基準差動装置Ｄ′を基準（即ち１００％）とした場合の各種変数の変化率である。
［１］について
サイドギヤＳのモジュールをＭ、ピッチ円直径をＰＤ₁ 、ピッチ角をθ₁ 、ピッチ円錐距離をＰＣＤ、ギヤ噛合部での伝達荷重をＦ、伝達トルクをＴとした場合に、ベベルギヤの一般的な公式より、
Ｍ＝ＰＤ₁ ／Ｚ１
ＰＤ₁ ＝２ＰＣＤ・ sinθ₁
θ₁ ＝ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）
これら式から、ギヤのモジュールは、
Ｍ＝２ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）｝／Ｚ１ ・・・（１）
となり、
また基準差動装置Ｄ′のモジュールは、２ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（７／５）｝／１４
となる。

従って、この両式の右項を除算することにより、基準差動装置Ｄ′に対するモジュール変化率は、次の（２）式のようになる。

また、ギヤ強度（即ち歯部の曲げ強度）に相当する歯部の断面係数は、歯厚の二乗に比例する関係にあり、一方、その歯厚は、モジュールＭと略リニアな関係にある。従って、モジュール変化率の二乗は、歯部の断面係数変化率、延いてはギヤ強度の変化率に相当する。即ち、そのギヤ強度変化率は、前記（２）式に基づいて次の（３）式のように表される。この（３）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ１で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれてモジュール減少によりギヤ強度が低下することが判る。

ところで前記したベベルギヤの一般的な公式より、サイドギヤＳのトルク伝達距離は、次の（４）式のようになる。

ＰＤ₁ ／２＝ＰＣＤ・ sin｛ tan^-1（Ｚ１／Ｚ２）｝・・・（４）
そして、トルク伝達距離ＰＤ₁ ／２による伝達荷重Ｆは、Ｆ＝２Ｔ／ＰＤ₁ である。従って、基準差動装置Ｄ′のサイドギヤＳにおいて、トルクＴを一定とすれば、伝達荷重Ｆとピッチ円直径ＰＤ₁ とが反比例の関係となる。また伝達荷重Ｆの変化率は、ギヤ強度の変化率とも反比例の関係にあることから、ギヤ強度の変化率は、ピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率と等しくなる。

その結果、ピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率は、（４）の式を用いて、次の（５）式のようになる。

この（５）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ２で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれて伝達荷重低減によりギヤ強度が高まることが判る。

結局のところ、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えることに伴うギヤ強度の変化率は、モジュールＭの減少によるギヤ強度の減少変化率（前記した（３）式の右項）と、伝達荷重低減によるギヤ強度の増加変化率（前記した（５）式の右項）との掛け合わせにより、次の（６）式として表される。

この（６）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１０のＬ３で示され、これにより、歯数比率Ｚ１／Ｚ２が増えるにつれて全体としてギヤ強度が低下することが判る。
［２］について
ピニオンＰのピッチ円錐距離ＰＣＤを基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離よりも増やすと、変更前のＰＣＤをＰＣＤ１、変更後のＰＣＤをＰＣＤ２とした場合には、ＰＣＤの変更前後のモジュール変化率は、前記したベベルギヤの一般的な公式より、歯数を一定とすれば、（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）となる。

一方、サイドギヤＳのギヤ強度の変化率は、前記（３）式を導いた過程からも明らかなように、モジュール変化率の二乗に相当するため、結局のところ、
モジュール増大によるギヤ強度変化率＝（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）² ・・・（７）
この（７）式は、図１１のＬ４で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれてモジュール増加によりギヤ強度が増加することが判る。

また、ピッチ円錐距離ＰＣＤを基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離ＰＣＤ１よりも増やした場合に、伝達荷重Ｆが低減されるが、これによる、ギヤ強度の変化率は、前述のようにピッチ円直径ＰＤ₁ の変化率と等しくなる。またサイドギヤＳのピッチ円直径ＰＤ₁ とピッチ円錐距離ＰＣＤとは比例関係にある。従って、
伝達荷重低減によるギヤ強度変化率＝ＰＣＤ２／ＰＣＤ１ ・・・（８）
この（８）式は、図１１のＬ５で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれて伝達荷重低減によりギヤ強度が高まることが判る。

そして、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えることに伴うギヤ強度の変化率は、モジュールＭの増大によるギヤ強度の増加変化率（前記した（７）式の右項）と、ピッチ円直径ＰＤの増加に伴う伝達荷重低減によるギヤ強度の増加変化率（前記した（８）式の右項）との掛け合わせにより、次の（９）式として表される。

ピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率＝（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）³ ・・（９）
この（９）式は、図１１のＬ６で示され、これにより、ピッチ円錐距離ＰＣＤが増えるにつれてギヤ強度が大幅に高められることが判る。

そして、前記［１］の手法（歯数比率増大）によるギヤ強度の低下分を、前記［２］の手法（ピッチ円錐距離増大）によるギヤ強度の増大分で十分補うようにして全体として差動装置のギヤ強度を従来既存の差動装置のギヤ強度と同等もしくはそれ以上とするように、歯数比率Ｚ１／Ｚ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤの組み合わせを決定する。

例えば、基準差動装置Ｄ′のサイドギヤＳのギヤ強度を１００％維持する場合には、前記［１］で求めた歯数比率増大に伴うギヤ強度の変化率（前記した（６）式の右項）と、前記［２］で求めたピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率（前記した（９）の右項）とを掛け合わせたものが１００％となるように設定すればよい。これより、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２とピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係は、次の（１０）式で求められる。この（１０）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１２のＬ７で示される。

このように（１０）式は、歯数比率Ｚ１／Ｚ２＝１４／１０とした基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２とピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係（図１２参照）を示すものであるが、この図１２の縦軸のピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率は、ピニオンＰを支持するピニオンシャフトＰＳ（即ちピニオン支持部）のシャフト径をｄ２とした場合にはｄ２／ＰＣＤの比率に変換可能である。

すなわち、従来既存の差動装置において、ピッチ円錐距離ＰＣＤの増大変化は、上記表１のようにｄ２の増大変化と相関があり、且つｄ２を一定としたときはｄ２／ＰＣＤの比率の低下として表現可能である。しかも、従来既存の差動装置においては、上記表１のように、基準差動装置Ｄ′の時にはｄ２／ＰＣＤが40〜45％の範囲に収まっている関係と、ＰＣＤを増やすとギヤ強度が増大することとから、基準差動装置Ｄ′の時には少なくともｄ２／ＰＣＤが45％以下となるように、ピニオンシャフトＰＳのシャフト径ｄ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを決めれば、ギヤ強度を従来既存の差動装置のギヤ強度と同等もしくはそれ以上とすることができる。つまり、基準差動装置Ｄ′の場合には、
ｄ２／ＰＣＤ≦0.45を満たせばよい。この場合、基準差動装置Ｄ′のピッチ円錐距離ＰＣＤ１に対して、増減変更後のＰＣＤをＰＣＤ２とすれば、
ｄ２／ＰＣＤ２≦0.45／（ＰＣＤ２／ＰＣＤ１）・・・（１１）
を満たせばよいということになる。そして、この（１１）式を、前記した（１０）式に適用すれば、ｄ２／ＰＣＤと、歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係が、次の（１２）式のように変換可能である。

この（１２）式の等号が成立する時において、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１３のＬ８のように表すことができる。この（１２）式の等号が成立する時が、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を１００％維持する場合のｄ２／ＰＣＤと歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係である。

ところで従来既存の差動装置では、上述したように、通常、基準差動装置Ｄ′のような歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．４とするものだけでなく、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．６とするものや、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を１．４４とするものも採用されている。この事実を踏まえて、基準差動装置Ｄ′（Ｚ１／Ｚ２＝１．４）で必要十分な、即ち１００％のギヤ強度が得られると想定した場合には、従来既存の差動装置において歯数比率Ｚ１／Ｚ２が１６／１０の差動装置では、図１０から明らかなようにギヤ強度が基準差動装置Ｄ′に比べ８７％に低下していることが判る。しかしながら、この程度に低下したギヤ強度は、従来既存の差動装置では実用強度として許容され、実用されている。そこで、軸方向に扁平な差動装置においても、前記基準差動装置Ｄ′に対し少なくとも８７％のギヤ強度があれば、ギヤ強度が十分に確保、許容されると考えられる。

このような観点から、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を８７％維持する場合における歯数比率Ｚ１／Ｚ２と、ピッチ円錐距離ＰＣＤの変化率との関係を先ず求めると、その関係は、前記（１０）式を導く過程に倣って演算（即ち、歯数比率増大に伴うギヤ強度の変化率（前記した（６）式の右項）と、ピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率（前記した（９）の右項）とを掛け合わせたものが８７％となるように演算）することにより、次の（１０′）式のように表すことができる。

そして、前述の（１１）式を、前記した（１０′）式に適用すれば、基準差動装置Ｄ′のギヤ強度を８７％以上維持する場合におけるｄ２／ＰＣＤと、歯数比率Ｚ１／Ｚ２との関係が、次の（１３）式のように変換可能である。但し、計算の過程において、変数を用いて表される項を除き、有効数字を３桁で計算し、それ以外の桁は切り捨てで対応する都合上、実際には計算誤差によりほぼ等しいとなる場合でも、式の表現では等号で表すこととする。

この（１３）式の等号が成立する場合において、ピニオンＰの歯数Ｚ２が１０の時には図１３のように（より具体的には、図１３のＬ９ラインのように）表すことができ、この場合に（１３）式に対応する領域は、図１３でＬ９ライン上及びＬ９ラインよりも下側の領域となる。そして、この（１３）式を満たし、且つ図１３でＬ１０ラインよりも右側となる歯数比率Ｚ１／Ｚ２が２．０を超えることを満たす特定領域（図１３のハッチング領域）が、特にピニオンＰの歯数Ｚ２が１０で歯数比率Ｚ１／Ｚ２が２．０を超える軸方向に扁平な差動装置において、前記基準差動装置Ｄ′に対し少なくとも８７％のギヤ強度を確保可能なＺ１／Ｚ２及びｄ２／ＰＣＤの設定領域である。尚、参考までに、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４０／１０と、ｄ２／ＰＣＤを２０．００％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３において例示すれば、菱形点のようになり、また歯数比率Ｚ１／Ｚ２を５８／１０と、ｄ２／ＰＣＤを１６．６７％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３において例示すれば、三角点のようになり、これらは前記特定領域に収まっている。これらの実施例について、シミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られていることが確認できた。

而して、上記特定領域にある扁平な差動装置は、従来既存の非扁平な差動装置と同程度のギヤ強度（例えば静ねじり荷重強度）や最大トルク伝達量を確保しながら、全体として出力軸の軸方向で十分に幅狭化な差動装置として構成されるものであり、そのため、差動装置周辺のレイアウト上の制約が多い伝動系に対しても差動装置を、高い自由度を以て無理なく容易に組込み可能となり、またその伝動系を小型化する上で頗る有利となる等の効果を達成可能である。

また、上記特定領域にある扁平な差動装置の構造が、例えば、上述した前記実施形態（第１の実施形態）の構造（より具体的には、図１〜７で示される構造）となる場合には、上記特定領域にある扁平な差動装置は、前記実施形態（第１の実施形態）で示した構造に伴う効果も得ることができる。

尚、前述の説明（特に図１０，１２，１３に関する説明）は、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした時の差動装置について行っているが、本発明は、これに限定されるものではない。例えば、ピニオンＰの歯数Ｚ２を６，１２，２０とした場合にも、上記効果を達成可能な扁平な差動装置は、図１４，１５，１６のハッチングで示されるように、（１３）式で表すことができる。即ち、前述のようにして導出された（１３）式は、ピニオンＰの歯数Ｚ２の変化に関わらず適用できるものであって、例えばピニオンＰの歯数Ｚ２を６，１２，２０とした場合でも、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合と同様、（１３）式を満たすようにサイドギヤＳの歯数Ｚ１、ピニオンＰの歯数Ｚ２、ピニオンシャフトＰＳのシャフト径ｄ２及びピッチ円錐距離ＰＣＤを設定すれば上記効果が得られる。

また、参考までに、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４８／１２と、ｄ２／ＰＣＤを２０．００％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５に菱形点で、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を７０／１２と、ｄ２／ＰＣＤを１６．６７％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５に三角点で例示する。これらの実施例について、シミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られていることが確認できた。また、これらの実施例は、図１５に示されるように前記特定領域に収まっている。

比較例として、前記特定範囲に収まらない実施例、例えばピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を５８／１０と、ｄ２／ＰＣＤを２７．５０％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３に星形点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１０とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４０／１０と、ｄ２／ＰＣＤを３４．２９％とそれぞれ設定した時の実施例を図１３に丸点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を７０／１２と、ｄ２／ＰＣＤを２７．５０％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５の星形点で、ピニオンＰの歯数Ｚ２を１２とした場合において、歯数比率Ｚ１／Ｚ２を４８／１２と、ｄ２／ＰＣＤを３４．２９％とそれぞれ設定した時の実施例を図１５の丸点で示す。これらの実施例についてシミュレーションによる強度解析を行った結果、従来と同等またはそれ以上のギヤ強度（より具体的には基準差動装置Ｄ′に対して８７％のギヤ強度またはそれ以上のギヤ強度）が得られなかったことが確認できた。つまり、前記特定範囲に収まらない実施例では上記効果が得られないことが確認できた。

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明は前記実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。

例えば、前記実施形態では、左右少なくとも一方のカバー部Ｃの側壁部Ｃｓに肉抜き部８を設けたものを示したが、左右何れのカバー部Ｃの側壁部Ｃｓにも肉抜き部８を形成しないようにして、その側壁部Ｃｓにより、対応するサイドギヤＳの背面全面を覆うようにしてもよい。

また前記実施形態では、入力部材Ｉが入力歯部Ｉｇを一体に備えるものを示したが、入力部材Ｉとは別体に形成したリングギヤを後付けで入力部材Ｉに固定するようにしてもよい。また本発明の入力部材は、上記のような入力歯部Ｉｇやリングギヤを備えない構造であってもよく、例えば入力部材Ｉが、動力伝達経路で入力部材Ｉよりも上流側に位置する駆動部材（例えば遊星歯車機構や減速歯車機構の出力部材、無端伝動帯式伝動機構の被動輪等）と連動、連結されることにより、入力部材Ｉに回転駆動力が入力されるようにしてもよい。

また、前記実施形態では、一対のサイドギヤＳの背面を一対のカバー部Ｃ，Ｃ′でそれぞれ覆うものを示したが、本発明では、一方のサイドギヤＳの背面にのみカバー部を設けるようにしてもよい。この場合、例えば、そのカバー部が設けられない側に、前記上流側に位置する駆動部材を配設して、そのカバー部が設けられない側で駆動部材と入力部材とを連動、連結させるようにしてもよい。

Ａ・・・・・出力軸
Ｃ，Ｃ′・・・カバー部
Ｃｂ・・・・ボス部
Ｃｓ・・・・側壁部
Ｃｓｉ・・・内周側側壁部分
Ｃｓｏ・・・外周側側壁部分
Ｄ・・・・・差動装置
ｄ２・・・・ピニオンシャフトの直径、支持軸部の直径（ピニオン支持部の直径，差動ギヤ支持部の直径）
Ｉ・・・・・入力部材
Ｌ・・・・・軸線
Ｐ・・・・・ピニオン（差動ギヤ）
ＰＣＤ・・・ピッチ円錐距離
ＰＳ・・・・ピニオンシャフト（ピニオン支持部，差動ギヤ支持部）
ＰＳｍ・・・中間シャフト部分
ＰＳ′・・・支持軸部（ピニオン支持部，差動ギヤ支持部）
Ｓ・・・・・サイドギヤ（出力ギヤ）
Ｓｊ・・・・軸部
Ｓｇ・・・・歯部
Ｓｗ・・・・中間壁部
Ｓｗｔ・・・薄肉部
Ｗ・・・・・ワッシャ
６・・・・・ワッシャ保持溝

Claims (7)

1. ピニオン（Ｐ）を支持するピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を保持して該ピニオン支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と共に回転可能な入力部材（Ｉ）の回転力を、互いに独立した一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記ピニオン（Ｐ）と噛合する環状の歯部（Ｓｇ）を外周部に有して前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される一対のサイドギヤ（Ｓ）と、その両サイドギヤ（Ｓ）のうち少なくとも一方のサイドギヤ（Ｓ）の背面を回転自在に支持する板状の側壁部（Ｃｓ）を有して前記入力部材（Ｉ）と一体に回転するカバー部（Ｃ，Ｃ′）とを備え、
   前記一対のサイドギヤ（Ｓ）は、前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）と、前記出力軸（Ａ）の軸線（Ｌ）と交差する扁平な板状に形成されて前記軸部（Ｓｊ）と該軸部（Ｓｊ）から入力部材（Ｉ）の半径方向外方に離間した前記歯部（Ｓｇ）との間を一体に接続する中間壁部（Ｓｗ）とを各々有しており、
   前記中間壁部（Ｓｗ）の少なくとも一部は、その外側面が前記歯部（Ｓｇ）の背面よりも出力軸（Ａ）軸方向で内方側に後退した薄肉部（Ｓｗｔ）に構成され、
   前記カバー部（Ｃ，Ｃ′）の前記側壁部（Ｃｓ）は、前記歯部（Ｓｇ）の背面に内側面が対向する外周側側壁部分（Ｃｓｏ）と、前記中間壁部（Ｓｗ）の背面に内側面が対向する内周側側壁部分（Ｃｓｉ）とを一体に有していて、その内周側側壁部分（Ｃｓｉ）の少なくとも一部が、該外周側側壁部分（Ｃｓｏ）よりも出力軸（Ａ）軸方向で厚肉に形成されて前記薄肉部（Ｓｗｔ）側に張り出していることを特徴とする、差動装置。
2. 前記サイドギヤ（Ｓ）の背面と前記カバー部（Ｃ，Ｃ′）の内側面との相対向面間に、その間を相対回転自在に連接させるワッシャ（Ｗ）が介装され、そのワッシャ（Ｗ）を保持するためのワッシャ保持溝（６）が、前記サイドギヤ（Ｓ）の背面及び前記カバー部（Ｃ，Ｃ′）の内側面のうちの少なくとも一方に形成されることを特徴とする、請求項１に記載の差動装置。
3. 前記ワッシャ保持溝（６）は、前記サイドギヤ（Ｓ）の前記薄肉部（Ｓｗｔ）の背面に形成されることを特徴とする、請求項２に記載の差動装置。
4. 前記ピニオン（Ｐ）は、前記軸線（Ｌ）から放射方向に延びて前記ピニオン支持部を構成するピニオンシャフト（ＰＳ）を介して、前記入力部材（Ｉ）に支持され、前記ピニオンシャフト（ＰＳ）のうち前記サイドギヤ（Ｓ）の前記薄肉部（Ｓｗｔ）に臨む中間シャフト部分（ＰＳｍ）が、他のシャフト部分よりも小径に形成されることを特徴とする、請求項１〜３の何れかに記載の差動装置。
5. 駆動力が入力される入力部材（Ｉ）と、前記入力部材（Ｉ）に支持される差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と、前記差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）に支持される差動ギヤ（Ｐ）と、前記差動ギヤ（Ｐ）と噛合して一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される一対の出力ギヤ（Ｓ）と、前記一対の出力ギヤ（Ｓ）のうち、少なくとも一方の外側を覆い前記入力部材（Ｉ）と一体に回転するカバー部（Ｃ，Ｃ′）とを備える差動装置であって、
   少なくとも一方の前記出力ギヤ（Ｓ）は、該出力ギヤ（Ｓ）に対応する前記出力軸（Ａ）に接続される軸部（Ｓｊ）と、前記軸部（Ｓｊ）から前記入力部材（Ｉ）の半径方向外方に離間した前記差動ギヤ（Ｐ）と噛合する歯部（Ｓｇ）と、前記軸部（Ｓｊ）と前記歯部（Ｓｇ）との間を一体に接続する中間壁部（Ｓｗ）とを有し、
   前記中間壁部（Ｓｗ）は、外側面が前記歯部（Ｓｇ）の背面よりも前記出力軸（Ａ）の軸方向で内方側に後退した薄肉部（Ｓｗｔ）を有し、
   前記カバー部（Ｃ，Ｃ′）は、少なくとも一方の前記出力ギヤ（Ｓ）の背面を回転自在に支持する側壁部（Ｃｓ）を有し、
   前記側壁部（Ｃｓ）は、内側面が前記歯部（Ｓｇ）の背面に対向する外周側側壁部分（Ｃｓｏ）と、内側面が前記中間壁部（Ｓｗ）の背面に対向する内周側側壁部分（Ｃｓｉ）とを有し、
   前記内周側側壁部分（Ｃｓｉ）の少なくとも一部は、前記外周側側壁部分（Ｃｓｏ）よりも前記出力軸（Ａ）の軸方向で前記薄肉部（Ｓｗｔ）側に張り出しており、
   前記出力ギヤ（Ｓ）の歯数をＺ１とし、前記差動ギヤ（Ｐ）の歯数をＺ２とし、前記差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）の直径をｄ２とし、ピッチ円錐距離をＰＣＤとしたときに、
   

   

   を満たし、
   且つＺ１／Ｚ２＞２を満たすことを特徴とする差動装置。
6. Ｚ１／Ｚ２≧４を満たすことを特徴とする、請求項５に記載の差動装置。
7. Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たすことを特徴とする、請求項５に記載の差動装置。

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