JP2016102587A - 差動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】差動装置において、サイドギヤの大径化でサイドギヤ歯部が出力軸から遠く離れる場合やピニオンが高速回転する場合でも、出力軸側から、ピニオンとサイドギヤの噛合部やピニオンの摺動部へ潤滑油を十分に供給可能として、それら部位の焼付きを効果的に防止する。【解決手段】少なくとも一方のサイドギヤＳは、軸部Ｓｊに、軸部Ｓｊの軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路２２を有すると共に、他のサイドギヤＳと対向する内側面に、前記潤滑油通路２２から歯部Ｓｇ側へ潤滑油を供給する潤滑油溝２３を有する。【選択図】 図１

Description

本発明は、差動装置、特にピニオン（即ち差動ギヤ）を支持するピニオン支持部（即ち差動ギヤ支持部）を保持して該支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、一対のサイドギヤ（即ち出力ギヤ）を介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置に関する。

従来、斯かる差動装置は、例えば特許文献１にも記載されているように公知であり、この従来装置では、サイドギヤの背面とデフケースとの間の隙間や、サイドギヤ内周と出力軸外周間のスプライン嵌合部を経て、ピニオンの摺動部やサイドギヤとの噛合部に潤滑油が供給されるようになっている。

特開２００８−８９１４７号公報 特許第４８０３８７１号公報 特開２００２−３６４７２８号公報

ところが従来装置では、ピニオンとサイドギヤとの噛合部に大量の潤滑油を効率よく集めることができないため、例えばサイドギヤを大径化することで前記噛合部が出力軸から遠く離れる場合やピニオンが高速回転するような過酷な運転状況の場合には、ピニオンの摺動部やサイドギヤとの噛合部への潤滑油の供給が不足してしまう虞れがある。

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、一対のサイドギヤを介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記一対のサイドギヤは、前記サイドギヤの外周部に設けられ前記ピニオンと噛合する歯部と、前記サイドギヤの内周部に設けられ前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部とをそれぞれ有し、少なくとも一方の前記サイドギヤは、前記軸部に、前記軸部の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路を有すると共に、他のサイドギヤと対向する内側面に、前記潤滑油通路から前記歯部側へ潤滑油を供給する潤滑油溝を有する（これを第１の特徴とする）。

また好適には、前記一対のサイドギヤは、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扁平な中間壁部を有し、前記少なくとも一方のサイドギヤの前記中間壁部の内側面に前記潤滑油溝を有する（これを第２の特徴とする。）
また好適には、前記潤滑油溝は、直線状に延びる直線溝部と、前記直線溝部の、前記半径方向で外端に連なるガイド溝部とを有し、前記ガイド溝部の底面は、前記直線溝部の底面に対し傾斜している（これを第３の特徴とする。）
また好適には、前記ピニオン支持部は、外周面に、前記ピニオンの内周面に少なくとも一部が対向する切欠き面を有し、前記ガイド溝部と前記切欠き面の一部とは、前記出力軸の軸線と直交する投影面で見て、該軸線を中心とした同一の円周上に位置している（これを第４の特徴とする。）
また上記目的を達成するために、本発明に係る差動装置は、差動ギヤを支持する差動ギヤ支持部を保持して該差動ギヤ支持部と共に回転可能な入力部材の回転力を、一対の出力ギヤを介して一対の出力軸に分配して伝達する差動装置であって、前記一対の出力ギヤは、前記出力ギヤの外周部に設けられ前記差動ギヤと噛合する歯部と、前記出力ギヤの内周部に設けられ前記一対の出力軸にそれぞれ接続される軸部とをそれぞれ有し、少なくとも一方の前記出力ギヤは、前記軸部に、前記軸部の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路を有すると共に、他の出力ギヤと対向する内側面に、前記潤滑油通路から前記歯部側へ潤滑油を供給する潤滑油溝を有し、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、少なくとも一方のサイドギヤは、軸部に、該軸部の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路を有すると共に、他のサイドギヤと対向する内側面に、潤滑油通路から歯部側へ潤滑油を供給する潤滑油溝を有するので、潤滑油通路内を流れる潤滑油を、入力部材の回転による遠心力を利用して、サイドギヤの内側面の上記潤滑油溝を通してサイドギヤの歯部に効率よく供給することができる。これにより、サイドギヤの大径化でサイドギヤの歯部が出力軸から遠く離れる場合やピニオンが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、出力軸側から、ピニオンとサイドギヤとの噛合部やピニオンの摺動部へ潤滑油を十分に供給可能となるから、それら噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。

また特に本発明の第２の特徴によれば、一対のサイドギヤは、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扁平な中間壁部を有し、少なくとも一方のサイドギヤの中間壁部の内側面に前記潤滑油溝を有するので、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十分大径化でき、これにより、ピニオンからサイドギヤへのトルク伝達時における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軸方向幅狭化が図られるため、前記中間壁部が扁平である効果とも相俟って、差動装置の軸方向幅狭化に寄与することができる。また、サイドギヤの上記大径化に伴い、サイドギヤの歯部が出力軸から半径方向に遠く離れても、中間壁部の内側面に特設した上記潤滑油溝を通して出力軸側から該歯部、延いては前記噛合部や摺動部に潤滑油を十分に供給可能である。

また特に本発明の第３の特徴によれば、前記潤滑油溝は、直線状に延びる直線溝部と、直線溝部の、半径方向で外端に連なるガイド溝部とを有し、ガイド溝部の底面は、直線溝部の底面に対し傾斜しているので、潤滑油溝の直線溝部をストレートに流れる潤滑油を、ガイド溝部からサイドギヤ歯部側にスムーズに流動させることができ、前記噛合部や摺動部に対する潤滑効果をより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、前記ピニオン支持部は、外周面に、ピニオンの内周面に少なくとも一部が対向する切欠き面を有し、前記ガイド溝部と前記切欠き面の一部とは、出力軸の軸線と直交する投影面で見て、該軸線を中心とした同一の円周上に位置しているので、高回転となって焼付きを生じ易いピニオンとピニオン支持部との嵌合面間の潤滑油溜まり（即ち前記切欠き面に臨む空隙部分）に差動機構の回転力を利用して効率的に潤滑油を供給することができる。

また本発明の第５の特徴によれば、少なくとも一方の出力ギヤは、軸部に、該軸部の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路を有すると共に、他の出力ギヤと対向する内側面に、潤滑油通路から歯部側へ潤滑油を供給する潤滑油溝を有するので、潤滑油通路内を流れる潤滑油を、入力部材の回転による遠心力を利用して、出力ギヤの内側面の上記潤滑油溝を通して出力ギヤ歯部に効率よく供給することができる。これにより、出力ギヤの大径化で出力ギヤの歯部が出力軸から遠く離れる場合や差動ギヤが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、出力軸側から、差動ギヤと出力ギヤとの噛合部や差動ギヤの摺動部へ潤滑油を十分に供給可能となるから、それら噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。その上、前記第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） 図１の３−３線断面図 図１の４−４線断面図であって、サイドギヤのみを実線で示す （Ａ）は図１の５矢視部の拡大図であり、（Ｂ）は（Ａ）のＢ−Ｂ線断面図 前記差動装置の差動ギヤ支持部の変形例を示す、図５（Ａ）対応の部分断面図 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〜図３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、例えば車体前部のエンジンの横に配置されたミッションケース１内に収容、支持されている。

差動装置Ｄは、複数のピニオン（差動ギヤ）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（差動ギヤ支持部）としてのピニオンシャフトＰＳと、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（出力ギヤ）Ｓと、両サイドギヤＳの外側をそれぞれ覆い且つ入力部材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、ピニオンシャフトＰＳ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、ピニオンシャフトＰＳの各先端部にピニオンＰを各々支持させるようにする。

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、全長に亘り略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。また、本実施形態では、ピニオンシャフトＰＳの両端部の外周面に、ピニオンＰとの嵌合面よりも幅広の所定領域において各一対の切欠き面２０が形成されており、これら切欠き面２０の底面は各々平坦面に形成され且つ互いに平行である。そして、これら切欠き面２０が特設されることで、ピニオンＰ周囲やピニオンＰとピニオンシャフトＰＳとの摺動嵌合部に対する潤滑性能が向上する。尚、上記切欠き面２０の形態は、本実施形態の他、種々の変形例が実施可能であり、例えば螺旋状の凹溝や、シャフト軸線に沿って延びる直線溝であってもよい。尚、上記切欠き面２０は省略可能である。

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、その潤滑油がミッションケース１内においてデフケース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、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、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、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されて接続される円筒状の軸部Ｓｊと、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。

サイドギヤＳの軸部Ｓｊの内周面には、出力軸Ａの外周スプライン２４に相対回転不能に係合するためのスプライン２１が設けられる。そして、スプライン２１の一部を欠歯することにより、欠歯部２１ｎと出力軸Ａの外周スプライン２４との間に、軸方向に延びて軸部Ｓｊの軸方向外端部から内端部に潤滑油を導く複数の潤滑油通路２２が形成される。これら潤滑油通路２２には、デフケースＤＣの回転に伴いミッションケース１内で飛散する潤滑油が流入可能である。

図４，図５も併せて参照して、各々のサイドギヤＳの、他のサイドギヤＳと対向する内側面には、遠心力を利用して各潤滑油通路２２の内端からサイドギヤ歯部Ｓｇ側へ潤滑油を供給する複数条の潤滑油溝２３が放射状に形成される。

潤滑油溝２３は、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する仮想平面と平行な底面を有してサイドギヤＳの半径方向に延びる直線溝部２３ｓと、直線溝部２３ｓの、前記半径方向で外端に連なるガイド溝部２３ｇとを有する。そして、ガイド溝部２３ｇの底面は、直線溝部２３ｓの底面から前記半径方向外方に（即ちサイドギヤＳの歯部Ｓｇに）向かって深さが徐々に浅くなるように、直線溝部２３ｓの底面に対し傾斜して延びている。

しかも、ガイド溝部２３ｇと、ピニオンシャフトＰＳの外周面に形成された前記切欠き面２０の一部とは、図２からも明らかなように、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する投影面で見て、該軸線Ｌを中心とした同一の円周上に位置している。これにより、差動装置Ｄの作動中、高回転となって焼付きを生じ易いピニオンＰとピニオンシャフトＰＳとの嵌合面間の潤滑油溜まり（即ち前記切欠き面２０に臨む空隙部分）に対して、差動機構の回転力を利用して効率的に潤滑油を供給可能となる。

また、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｗは、中間壁部Ｓｗ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。尚、本明細書において、「有効直径ｄ２」とは、ピニオンＰと別体又は一体に形成されてピニオンＰを支持し且つ入力部材Ｉに取付けられる、ピニオン支持部としての軸（即ち、ピニオンシャフトＰＳ或いは後述する支持軸部ＰＳ′）の外径ｄ２をいう。

また一対のカバー部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も使用可能である。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、他方のカバー部Ｃ′を、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とを備えている。

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図５を併せて参照して説明する。ピニオンシャフトＰＳは、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、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の内周面には、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、取付溝Ｉａには、入力部材Ｉの開口部より直方体状の取付体Ｔが挿入される。取付体Ｔは、入力部材Ｉの取付溝Ｉａに挿入された状態で一方のカバー部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。また取付体ＴとピニオンＰの大径側端面との間には、その間の相対回転を許容する環状のスラストワッシャ２５が介装される。

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の端部をピニオンシャフトＰＳ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、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の大径側端面と、入力部材Ｉの内周面との間には半径方向の間隙１０が形成される。従って、間隙１０には潤滑油が溜まり易くなるため、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、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、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、切欠き状をなす肉抜き部８が周方向に間隔をおいて複数形成されることで、肉抜き部８を周方向に挟んで一方側に油保持部７が、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。

このようなカバー部Ｃの側壁部Ｃｓの構造形態、特に油保持部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、油保持部７と入力部材Ｉとで覆われた空間に滞留させ易くなり、ピニオンＰ及びその周辺部に潤滑油を保持し易くすることができる。従って、潤滑油をピニオンＰ及びその周辺部に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効率よく供給できて、その摺動部や噛合部の焼付きを効果的に防止できる。

その上、カバー部Ｃが肉抜き部８を備えることで、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、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、外周端側が開放されない貫通孔状に形成してもよい。

また図３からも明らかなように、本実施形態では、他方のカバー部Ｃ′においても、側壁部Ｃｓに一方のカバー部Ｃと同様に肉抜き部８が形成される。但し、他方のカバー部Ｃ′の側壁部Ｃｓにおいては、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。尚、カバー部Ｃ，Ｃ′のうちの何れか一方のカバー部の側壁部Ｃｓを、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）円板状に形成してもよい。

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，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、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、本実施形態のようにボルトｂ等のネジ手段で入力部材Ｉに結合されてもよいし、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に結合されてもよい。

更に本実施形態のカバー部Ｃ，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。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、油誘導斜面ｆの油誘導作用により、デフケースＤＣの回転に伴いカバー部Ｃ，Ｃ′外側から内側へ潤滑油をスムーズに流入させることができ、ピニオンＰ等に対する潤滑効果が高められる。

尚、カバー部Ｃ，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，図３の実施形態に限定されない。

次に、本実施の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、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と共に入力部材Ｉ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、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。

ところで差動装置Ｄの作動中、デフケースＤＣの回転に伴いミッションケース１内の各所で潤滑油が勢いよく飛散するが、飛散潤滑油の一部は、サイドギヤＳの軸部Ｓｊの内周スプライン２１の欠歯部２１ｎと出力軸Ａの外周スプライン２４との間に形成される潤滑油通路２２に流入し、潤滑油通路２２から更にサイドギヤＳの内側面中心部に達すると、遠心力でサイドギヤＳ内側面の潤滑油溝２３内を径方向外方側に流動し、サイドギヤＳの歯部Ｓｇに到達する。これにより、サイドギヤＳの大径化でサイドギヤ歯部Ｓｇが出力軸Ａから遠く離れる場合やピニオンＰが高速回転する過酷な運転状況の場合でも、出力軸Ｐ側からピニオンＰとサイドギヤＳとの噛合部や、ピニオンＰの摺動部へ潤滑油を効率よく供給可能となるから、その噛合部や摺動部の焼付きを効果的に防止できる。

この場合、潤滑油溝２３は、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する仮想平面と平行な底面を有してサイドギヤＳの半径方向に延びる直線溝部２３ｓと、直線溝部２３ｓの外端に連なるガイド溝部２３ｇとを有していて、ガイド溝部２３ｇの底面が、直線溝部２３ｓの底面から半径方向外方（即ちサイドギヤＳの歯部Ｓｇ）に向かって深さが徐々に浅くなるよう、直線溝部２３ｓの底面に対し傾斜しているので、潤滑油溝２３の直線溝部２３ｓを半径方向外方にストレートに流れる潤滑油を、ガイド溝部２３ｇからサイドギヤ歯部Ｓｇ側にスムーズに流動させることができ、ピニオンＰとサイドギヤＳとの噛合部に対する潤滑効果をより高めることができる。

また本実施形態では、前述のように左右のサイドギヤＳの背面をそれぞれ覆う左右のカバー部Ｃ，Ｃ′にそれぞれ肉抜き部８が形成されていて、ミッションケース１内で差動装置Ｄ周辺を飛散する潤滑油が、それら肉抜き部８からもデフケースＤＣ内に効率よく流入する。これにより、ピニオンＰとサイドギヤＳとの噛合部や、ピニオンＰの摺動部に対する潤滑効果を一層高めることができる。

而して、本実施形態の差動装置Ｄにおいて、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、中間壁部Ｓｗは、中間壁部Ｓｗ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ピニオンシャフトＰＳ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、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、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。

ところで、上記の実施形態では、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６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。

そして、本実施形態では、サイドギヤＳの内側面に形成される潤滑油溝２３が、出力軸Ａの軸線Ｌと直交する仮想平面と平行な底面を有してサイドギヤＳの半径方向に延びる直線溝部２３ｓのみから構成されていて、先の実施形態のガイド溝部２３ｇに相当する底面傾斜の溝部を有していない。

また本実施形態では、支持軸部ＰＳ′の外周面と、支持軸部ＰＳ′が挿入される取付体Ｔの保持孔Ｔｈ内周面との間に、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。尚、軸受としては、ニードルベアリング等の軸受を使用してもよい。尚また、軸受を省略して、支持軸部ＰＳ′を取付体Ｔの保持孔Ｔｈに直接嵌合させてもよい。

ところで上記した特許文献２，３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３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、上記した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６で説明した上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、上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７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８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８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８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９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９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９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１０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１０参照）を示すものであるが、この図１０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１１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８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１１のように（より具体的には、図１１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１１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１１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１１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１１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１１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の構造（より具体的には、図１〜６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、前記実施形態で示した構造に伴う効果も併せて達成可能である。

尚、前述の説明（特に図８，１０，１１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１２，１３，１４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１３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１３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１３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１１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１１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１３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１３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、本発明は上述した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、上述した実施形態では、潤滑油溝２３を、潤滑油通路２２の内端からサイドギヤＳの半径方向外方に（即ち放射状に）延びる直線溝としたものを示したが、本発明の潤滑油溝としては、少なくとも遠心力を利用して各潤滑油通路２２からサイドギヤ歯部Ｓｇ側へ潤滑油をスムーズに供給可能な溝形状であれば、実施形態に限定されず、種々の変形例が可能であり、例えば少なくとも一部を湾曲させた溝でもよく、またサイドギヤＳの半径方向に対し斜めに傾斜した直線溝でもよい。尚、何れの形態の溝も、潤滑油溝２３の一端部を潤滑油通路２２の内端に、またその他端部をサイドギヤ歯部Ｓｇにそれぞれ連続（又は近接）させることが望ましい。

また上述した実施形態では、潤滑油通路２２に対して、ミッションケース１内にランダムに飛散する潤滑油が自然流入するものを示したが、潤滑油通路２２に対しては、ミッションケース１内で差動装置Ｄの回転に伴い特定方向に撥ね掛けるようにした潤滑油や、ミッションケース１の天井部から特定箇所に滴下させる潤滑油を積極的に流入させるようにしてもよく、或いは潤滑油ポンプで潤滑油を潤滑油通路２２に対し強制的に圧送させるようにしてもよい。

また上述した実施形態では、左右少なくとも一方のカバー部Ｃ，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，Ｃ′の側壁部Ｃｓにも肉抜き部８を形成しないようにして、それらの側壁部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。

また上述した実施形態では、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、上述した実施形態では、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、入力部材Ｉよりも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。

また、上述した実施形態では、サイドギヤＳの軸部Ｓｊに形成されて軸部Ｓｊの軸方向外端部から内端部まで潤滑油を導く潤滑油通路２２を、軸部Ｓｊ内周のスプライン２１の一部を欠歯することにより形成したものを例示したが、本発明の潤滑油通路は、上述した実施形態に限定されず、例えばサイドギヤＳの軸部Ｓｊの内周面に設けた螺旋溝で潤滑油通路を構成してもよい。

また、上述した実施形態において、差動装置Ｄは、左右車軸の回転差を許容するものであったが、前輪と後輪の回転差を吸収するセンターデフとしても本発明の差動装置を実施可能である。

Ａ・・・・・出力軸
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
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）
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
２２・・・・潤滑油通路
２３・・・・潤滑油溝
２３ｇ・・・ガイド溝部
２３ｓ・・・直線溝部

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、一対のサイドギヤ（Ｓ）を介して一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記一対のサイドギヤ（Ｓ）は、前記サイドギヤ（Ｓ）の外周部に設けられ前記ピニオン（Ｐ）と噛合する歯部（Ｓｇ）と、前記サイドギヤ（Ｓ）の内周部に設けられ前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）とをそれぞれ有し、
   少なくとも一方の前記サイドギヤ（Ｓ）は、前記軸部（Ｓｊ）に、前記軸部（Ｓｊ）の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路（２２）を有すると共に、他のサイドギヤ（Ｓ）と対向する内側面に、前記潤滑油通路（２２）から前記歯部（Ｓｇ）側へ潤滑油を供給する潤滑油溝（２３）を有することを特徴とする差動装置。
2. 前記一対のサイドギヤ（Ｓ）は、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扁平な中間壁部（Ｓｗ）を有し、前記少なくとも一方のサイドギヤ（Ｓ）の前記中間壁部（Ｓｗ）の内側面に前記潤滑油溝（２３）を有することを特徴とする、請求項１に記載の差動装置。
3. 前記潤滑油溝（２３）は、直線状に延びる直線溝部（２３ｓ）と、前記直線溝部（２３ｓ）の、前記半径方向で外端に連なるガイド溝部（２３ｇ）とを有し、前記ガイド溝部（２３ｇ）の底面は、前記直線溝部（２３ｓ）の底面に対し傾斜していることを特徴とする、請求項１又は２に記載の差動装置。
4. 前記ピニオン支持部（ＰＳ）は、外周面に、前記ピニオン（Ｐ）の内周面に少なくとも一部が対向する切欠き面（２０）を有し、前記ガイド溝部（２３ｇ）と前記切欠き面（２０）の一部とは、前記出力軸（Ａ）の軸線（Ｌ）と直交する投影面で見て、該軸線（Ｌ）を中心とした同一の円周上に位置していることを特徴とする、請求項３に記載の差動装置。
5. 差動ギヤ（Ｐ）を支持する差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を保持して該差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）と共に回転可能な入力部材（Ｉ）の回転力を、一対の出力ギヤ（Ｓ）を介して一対の出力軸（Ａ）に分配して伝達する差動装置であって、
   前記一対の出力ギヤ（Ｓ）は、前記出力ギヤ（Ｓ）の外周部に設けられ前記差動ギヤ（Ｐ）と噛合する歯部（Ｓｇ）と、前記出力ギヤ（Ｓ）の内周部に設けられ前記一対の出力軸（Ａ）にそれぞれ接続される軸部（Ｓｊ）とをそれぞれ有し、
   少なくとも一方の前記出力ギヤ（Ｓ）は、前記軸部（Ｓｊ）に、前記軸部（Ｓｊ）の軸方向外端部から内端部へ潤滑油を導く潤滑油通路（２２）を有すると共に、他の出力ギヤ（Ｓ）と対向する内側面に、前記潤滑油通路（２２）から前記歯部（Ｓｇ）側へ潤滑油を供給する潤滑油溝（２３）を有し、
   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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