JP2017009108A - 差動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】差動ギヤ及び出力ギヤの相互の噛合部の背面側に位置する入力部材の、出力ギヤの背面との対向面の特に大きなスラスト反力が作用する領域部分の支持剛性低下を抑制して、入力部材の耐久性向上を図る。【解決手段】駆動力が入力される入力部材ＤＣと、入力部材ＤＣに支持されて入力部材ＤＣに対し自転可能であると共に入力部材ＤＣの回転に伴い入力部材ＤＣの回転中心回りに公転可能な差動ギヤＰと、差動ギヤＰに噛合する歯部Ｓｇ及び当該歯部Ｓｇよりも径方向内方側に位置する軸部Ｓｊを有する一対の出力ギヤＳと、各々の出力ギヤＳの歯部Ｓｇの背面と入力部材ＤＣとの間に介装されるワッシャＷと、入力部材ＤＣの、出力ギヤＳの背面との対向面に凹設され出力ギヤＳの軸部Ｓｊの周辺からワッシャＷの背面まで延びる油溝Ｇとを備え、油溝Ｇは、歯部Ｓｇ及び差動ギヤＰの相互の噛合部Ｉに対し出力ギヤＳの周方向にオフセットして配置される。【選択図】 図２

Description

本発明は、例えば自動車などの車両に設けられる差動装置に関する。

従来、差動装置において、各出力ギヤの歯部背面と入力部材（例えばデフケース）との間にワッシャを介装し、また入力部材の、出力ギヤの背面との対向面に、潤滑油を導く油溝を凹設したものが、特許文献１に開示されている。

実用新案登録第２６０６２３５号公報 特許第４８０３８７１号公報 特開２００２−３６４７２８号公報

上記従来装置において、入力部材の、出力ギヤの背面との対向面のうち、特に出力ギヤ及び差動ギヤの相互の噛合部の背面側に位置する領域部分には、その噛合部から出力ギヤの歯部及びワッシャを介して大きなスラスト反力が作用する。

ところが従来装置の油溝は、入力部材の、出力ギヤの背面との対向面のうち上記噛合部の背面側に位置する領域部分、即ち上記大きなスラスト反力が作用する領域部分に形成されているため、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下の要因となり、当該領域部分、延いては入力部材の耐久性が低下する虞れがある。また、油溝のエッジ部に荷重が集中してしまい、入力部材の耐久性が低下が低下してしまう虞れがある。

そして、このような問題は、例えば出力ギヤの歯数を差動ギヤの歯数よりも十分大きく設定し得るよう出力ギヤを差動ギヤに対し十分大径化して差動装置の出力ギヤ軸方向での扁平化を図った差動装置のように、特に入力部材の薄肉軽量化が要求される差動装置においては、特に顕著に現れる可能性がある。

本発明は、斯かる事情に鑑みてなされたもので、簡単な構造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、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て前記入力部材に対し自転可能であると共に前記入力部材の回転に伴い前記入力部材の回転中心回りに公転可能な差動ギヤと、前記差動ギヤに噛合する歯部及び当該歯部よりも径方向内方側に位置する軸部を有する一対の出力ギヤと、各々の前記出力ギヤの歯部の背面と前記入力部材との間に介装されるワッシャと、前記入力部材の、前記出力ギヤの背面との対向面に凹設されて前記出力ギヤの前記軸部の周辺から前記ワッシャの背面まで延びる油溝とを備え、前記油溝は、前記歯部及び前記差動ギヤの相互の噛合部に対し前記出力ギヤの周方向にオフセットして配置される。（これを第１の特徴とする。）
好適には、前記入力部材は、前記出力ギヤの背面と対向する側壁部を有し、前記側壁部は、周方向に間隔をおいて並ぶ複数の貫通孔又は凹孔を有し、前記油溝は、周方向で相隣なる２個の前記貫通孔又は凹孔の間を通るように配置される。（これを第２の特徴とする。）
好適には、前記入力部材の、前記出力ギヤとの対向面の内周部には、前記出力ギヤの前記軸部の外周に臨む油溜部が凹設される。（これを第３の特徴とする。）
好適には、前記油溝は、前記出力ギヤの周方向で前記噛合部の近傍に配置される。（これを第４の特徴とする。）
好適には、前記油溝は、前記出力ギヤの回転軸線と直交する投影面で見て、前記噛合部を挟んで一対配置される。（これを第５の特徴とする。）
好適には、前記差動ギヤは、前記入力部材に支持された差動ギヤ支持部を介して前記入力部材に支持され、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６の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧４を満たす（これを第７の特徴とする）。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たす（これを第８の特徴とする）。

本発明の第１の特徴によれば、各出力ギヤの歯部背面と入力部材との間に介装されるワッシャと、入力部材の、出力ギヤの背面との対向面に凹設されて出力ギヤの軸部の周辺からワッシャの背面まで延びる油溝とを備えるので、油溝を通して、出力ギヤの軸部周辺からワッシャの背面まで遠心力を利用して潤滑油を効果的に供給可能となり、従って、ワッシャに差動ギヤから出力ギヤを経て大きなスラスト反力が作用しても、ワッシャと出力ギヤの背面との間の摺動部を十分に潤滑できる。その上、油溝は、出力ギヤの歯部及び差動ギヤの相互の噛合部に対し出力ギヤの周方向にオフセットして配置されるので、入力部材の、出力ギヤの背面との対向面のうち特に大きなスラスト反力が作用する領域部分、即ち噛合部の背面側に位置する領域部分から油溝をずらすことができ、これにより、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を抑制でき、入力部材の耐久性向上に寄与することができる。

また第２の特徴によれば、入力部材は、出力ギヤの背面と対向する側壁部を有し、側壁部は、周方向に間隔をおいて並ぶ複数の貫通孔又は凹孔を有し、油溝は、周方向で相隣なる２個の貫通孔又は凹孔の間を通るように配置されるので、貫通孔又は凹孔の特設により、入力部材の重量バランスに配慮しつつ入力部材の軽量化を図ることが可能となり、しかも貫通孔又は凹孔を避けながら油溝を十分長く（即ち途中が貫通孔等で途切れることなく）形成可能となる。

また特に第３の特徴によれば、入力部材の、出力ギヤとの対向面の内周部には、出力ギヤの軸部の外周に臨む油溜部が凹設されるので、油溜部により油溝への潤滑油供給を適度に調整可能となり、例えば、差動装置の差動動作初期には油溜部の潤滑油を利用して、油溝、延いてはワッシャ等への潤滑油供給をスムーズに行うことができ、また余剰の潤滑油は、油溜部に一時的に溜めおき、油溝への供給不足に備えることができる。

また特に第４の特徴によれば、油溝は、出力ギヤの周方向で噛合部の近傍に配置されるので、入力部材の、出力ギヤの背面との対向面のうち特に大きなスラスト反力が作用する領域部分、即ち噛合部の背面側に位置する領域部分に対して、油溝をずらせつつ極力近接させることができ、これにより、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を抑制しながら、当該領域部分を効果的に潤滑することができる。

また特に第５の特徴によれば、油溝は、噛合部を挟んで一対配置されるので、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を抑制しながら、当該領域部分をより効果的に潤滑することができる。

また特に第６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。

また特に第７及び第８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。

本発明の第１実施形態に係る差動装置及び減速歯車機構の要部縦断面図（図２の１Ａ−１Ａ線断面図） 図１の２Ａ−２Ａ線断面図 図１の３Ａ−３Ａ線断面図 図１の４Ａ矢視部拡大図とその一部拡大図及び荷重分布図 本発明の第２実施形態に係る差動装置の要部（ピニオンとサイドギヤの噛合部）を示す拡大断面図 本発明の第３実施形態に係る差動装置の要部を示す拡大断面図（図４の一部拡大図に対応した断面図） 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、図面を基に説明する。

先ず、図１〜図４を参照して、本発明の第１実施形態を説明する。図１において、自動車に搭載される動力源としてのエンジン（図示せず）には、減速歯車機構ＲＧを介して差動装置Ｄが接続される。差動装置Ｄは、エンジンから減速歯車機構ＲＧを経てデフケースＤＣに伝達される回転力を、車幅方向に並列する一対の車軸にそれぞれ連なる出力軸Ｊ，Ｊ′に分配して伝達することにより、その両車軸を、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Ｍ内に、減速歯車機構ＲＧに隣接した状態で減速歯車機構ＲＧと共に収容される。尚、エンジンと減速歯車機構ＲＧとの間には、従来周知の動力断接機構や前後進切換機構（何れも図示せず）が介装される。またデフケースＤＣの回転軸線Ｌは、出力軸Ｊ，Ｊ′の中心軸線と一致する。尚、本明細書において、「軸方向」とは、出力軸Ｊ，Ｊ′の中心軸線（即ちデフケースＤＣ及びサイドギヤＳの回転軸線Ｌ）に沿う方向をいい、また「径方向」とは、デフケースＤＣ及びサイドギヤＳの径方向をいう。また「背面」とは、サイドギヤ（出力ギヤ）Ｓの軸方向で、後述するピニオン（差動ギヤ）Ｐとは反対側、即ち差動ギヤに対して背を向ける側の面をいう。

減速歯車機構ＲＧは、例えば、エンジンのクランクシャフトに連動回転するサンギヤ２０と、サンギヤ２０を同心状に囲繞してミッションケースＭの内壁に固定されるリングギヤ２１と、サンギヤ２０及びリングギヤ２１の間に介装され且つ両ギヤ２０，２１に噛合する複数のプラネタリギヤ２２と、プラネタリギヤ２２を回転自在に軸支するキャリア２３とを備えた遊星歯車機構より構成される。尚、このような遊星歯車機構に代えて、複数の平歯車の歯車列よりなる減速歯車機構を用いてもよい。

キャリア２３は、図示しない軸受を介してミッションケースＭに回転自在に支持される。またキャリア２３は、本実施形態では差動装置ＤのデフケースＤＣの一端部（後述するカバー部Ｃ′）に一体的に回転するように結合され、またデフケースＤＣの他端部（後述するカバー部Ｃ）は、軸受２を介してミッションケースＭに回転自在に支持される。従って、相互に一体的に回転するデフケースＤＣ及びキャリア２３の結合体が、ミッションケースＭに複数の軸受を介して回転自在に安定よく支持される。

またミッションケースＭには、各出力軸Ｊ，Ｊ′が嵌挿される貫通孔Ｍａが形成され、貫通孔Ｍａの内周と各出力軸Ｊ，Ｊ′の外周との間には、その間をシールする環状のシール部材３が介装される。またミッションケースＭの底部には、ミッションケースＭの内部空間１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、オイルパンに貯溜した潤滑油がミッションケースＭの内部空間１において減速歯車機構ＲＧの可動要素やデフケースＤＣ等の回転により周辺に掻き上げられ飛散することで、デフケースＤＣの内外に存する機械運動部分を潤滑できるようになっている。

尚、オイルパンに貯溜した潤滑油をオイルポンプ（図示せず）で吸引して、ミッションケースＭの内部空間１の特定部位、例えば減速歯車機構ＲＧやデフケースＤＣ、或いはその周辺のミッションケースＭの内壁に向けて強制的に噴射又は散布させるようにしてもよい。また、本実施形態のデフケースＤＣは、デフケースＤＣの外周部の一部をミッションケースＭの内底部に貯溜した潤滑油の油面下に浸漬させてもよいし或いは浸漬させなくてもよい。

図２〜図４も併せて参照して、差動装置Ｄは、デフケースＤＣと、デフケースＤＣ内に収容される複数のピニオンＰと、デフケースＤＣ内に収容されてピニオンＰを回転自在に支持するピニオンシャフトＰＳと、デフケースＤＣ内に収容されてピニオンＰに対し左右両側より噛合し、且つ一対の出力軸Ｊ，Ｊ′にそれぞれ接続される一対のサイドギヤＳとを備える。また、サイドギヤＳは出力ギヤの一例であり、ピニオンＰは差動ギヤの一例であり、デフケースＤＣは、入力部材の一例である。ピニオンＰは、従来周知の差動装置Ｄと同様、デフケースＤＣに収容支持されてデフケースＤＣに対し自転可能であると共にデフケースＤＣの回転に伴いデフケースＤＣの回転中心回りに公転可能である。

デフケースＤＣは、例えば、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（筒状）のケース部４と、一対のサイドギヤＳの外側をそれぞれ覆い且つケース部４と一体的に回転する一対のカバー部Ｃ，Ｃ′とを有している。

一対のカバー部Ｃ，Ｃ′のうちの何れか一方側、例えば減速歯車機構ＲＧ側のカバー部Ｃ′は、ケース部４とは別体に形成されてケース部４にボルトＢ、またはその他の適当な結合手段を以て着脱可能に結合される。さらにカバー部Ｃ′には、減速歯車機構ＲＧのキャリア２３がカバー部Ｃ′と一体に回転できるように溶接、またはその他の適当な結合手段を以て結合される。また他方側のカバー部Ｃは、例えば筒状のケース部４に一体に形成されるが、カバー部Ｃを、一方側のカバー部Ｃ′と同様にケース部４とは別体に形成して、ケース部４にボルトＢ、またはその他の適当な結合手段を以て結合してもよい。

各々のカバー部Ｃ，Ｃ′は、サイドギヤＳの後述する軸部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、外側面の全部又は大部分をデフケースＤＣ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で環状の側壁部Ｃｓとを備えており、側壁部Ｃｓの外周端がケース部４に一体に又は着脱可能に結合される。また各カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓは、ケース部４の軸方向端面と略面一であるか或いは僅かに張り出す配置となっている。これにより、側壁部Ｃｓが軸方向外方側に大きく張出すことが抑えられるから、差動装置Ｄの軸方向の扁平化を図る上で有利である。

また各々のカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓには、側壁部Ｃｓを軸方向に横切るように貫通する複数個（例えば８個）の貫通孔Ｈが周方向に間隔をおいて並設される。貫通孔Ｈの形成部位や大きさは、各カバー部Ｃ，Ｃ′の重量バランスや必要な剛性強度確保の観点から適宜設定されるが、このような貫通孔Ｈに代えて又は加えて、内方側にのみ開放した有底の凹孔を各カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面に形成してもよい。尚、特に貫通孔Ｈを採用した場合には、ミッションケースＭ内に飛散する潤滑油を、貫通孔Ｈを通してデフケースＤＣ内に導入可能となるため、デフケースＤＣ内の可動要素相互の摺動部分や噛合部に対する潤滑をより効果的に行うことができる。

一方のカバー部Ｃのボス部Ｃｂの内周面には、出力軸Ｊの外周面が相対回転自在に直接嵌合している。そして、その相対回転に伴いボス部Ｃｂの軸方向外端から内端側に向かって潤滑油を強制的に給送し得る螺旋状の凹溝８がボス部Ｃｂの内周面に形成される。また他方のカバー部Ｃ′のボス部Ｃｂの内周面には、他方のカバー部Ｃ′と同側のサイドギヤＳの軸部Ｓｊとの相対回転に伴い該ボス部Ｃｂの軸方向外端から内端側に向かって潤滑油を強制的に給送し得る螺旋状の凹溝８′が形成される。

ところでピニオンシャフトＰＳは、デフケースＤＣ内でデフケースＤＣの回転軸線Ｌと直交するように配置されるものであって、筒状のケース部４にケース部４の一直径線上で設けた一対の貫通支持孔４ａにピニオンシャフトＰＳの両端部がそれぞれ抜差可能に挿通される。そして、ピニオンシャフトＰＳは、ピニオンシャフトＰＳの一端部を貫通してケース部４に挿着される抜け止めピン５を以てケース部４に固定される。抜け止めピン５は、該ピン５の外端を一方のカバー部Ｃ′に当てがうことでケース部４からの抜け止めがなされる。

尚、本実施形態では、ピニオンシャフトＰＳを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に対応してデフケースＤＣ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し、またケース部４は、ピニオンシャフトＰＳの各端部を取付支持し得るように複数のケース要素に分割構成する。

またピニオンＰは、ピニオンシャフトＰＳに直接嵌合させてもよいし、軸受ブッシュ等の軸受手段を介して嵌合させてもよい。尚、ピニオンシャフトＰＳは、図２に示すように全長に亘り略一様等径の軸状としてもよいし、段付き軸状としてもよい。またピニオンシャフトＰＳの、ピニオンＰとの嵌合面には、嵌合面への潤滑油の流通を十分に確保するための平坦な切欠き面６（図２参照）が形成され、切欠き面６とピニオンＰの内周面との間に、潤滑油の流通可能な油路が確保される。

またピニオンＰ及びサイドギヤＳは、例えば、ベベルギヤに形成されており、しかもピニオンＰ及びサイドギヤＳ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、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、ピニオンＰ及びサイドギヤＳとしては、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Ｊ，Ｊ′の内端部がそれぞれスプライン嵌合７にされる円筒状の軸部Ｓｊと、軸部Ｓｊから径方向外方に離れた位置に在ってピニオンＰに噛合する歯面を有する円環状の歯部Ｓｇと、軸部Ｓｊの内端部から歯部Ｓｇの内周端部に向かって径方向外方に延びる扁平なリング板状に形成される中間壁部Ｓｍとを備えており、中間壁部Ｓｍにより軸部Ｓｊと歯部Ｓｇの内周端部との間が一体に接続される。そして、サイドギヤＳの背面ｆのうち、歯部Ｓｇの背面部分ｆｇは、中間壁部Ｓｍの背面部分ｆｍよりも軸方向外方に張り出している。

尚、各サイドギヤＳの軸部Ｓｊは、例えば、カバー部Ｃ，Ｃ′のボス部Ｃｂに回転自在に直接嵌合しているが、軸受を介して嵌合させてもよい。

左右少なくとも一方（本実施形態では両方）のサイドギヤＳの中間壁部Ｓｍには、中間壁部Ｓｍを軸方向に横切るよう貫通する複数の貫通油路９が周方向に間隔をおいて形成される。従って、デフケースＤＣ内では、貫通油路９を通して、サイドギヤＳの内方側と外方側との間での潤滑油の流通がスムーズに行われる。尚、貫通油路９の形成部位や大きさは、サイドギヤＳの重量バランスや必要な剛性強度確保の観点から適宜設定される。

また、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面、即ちサイドギヤＳの背面ｆとの対向面には、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇ（即ちサイドギヤＳの背面ｆのうち、サイドギヤＳ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉの背面側に位置する部分）が、ワッシャＷを介して回転自在に当接、支持される。尚、ワッシャＷは、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面とサイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面との相対向面の少なくとも一方（本実施形態では側壁部Ｃｓの内側面）に形成した環状のワッシャ保持溝１０に嵌合、保持される。

更にカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面（即ちサイドギヤＳの背面ｆとの対向面）の内周端部には、サイドギヤＳの軸部Ｓｊの外周に臨む環状の油溜部Ｔがそれぞれ凹設される。また特にカバー部Ｃ側の油溜部Ｔは、カバー部Ｃのボス部Ｃｂの内周の端部と、カバー部Ｃ側のサイドギヤＳの軸部Ｓｊの外周部及び外端面との対向面間に形成される潤滑油路１１を介して、ボス部Ｃｂの内周面の凹溝８の内端に連通しており、凹溝８の外端は、ミッションケースＭの内部空間１に開口している。尚、凹溝８の内端は、サイドギヤＳの軸部Ｓｊの内周部と出力軸Ｊの内端外周との間のスプライン嵌合部７にも連通しており、スプライン嵌合部７にも凹溝８から潤滑油を供給できるようになっている。

また他方のカバー部Ｃ′側の油溜部Ｔは、カバー部Ｃ′のボス部Ｃｂの内周面に形成した凹溝８′の内端に連通しており、凹溝８′の外端は、ミッションケースＭの内部空間１に連通している。

またカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面は、前述の如くサイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇが中間壁部Ｓｍの背面部分ｆｍよりも軸方向外方に張り出していることに対応して、側壁部Ｃｓの、歯部Ｓｇの背面部分ｆｇに対応する部分よりも中間壁部Ｓｍの背面部分ｆｍに対応する部分の方が軸方向内方に張り出すように（即ち軸方向厚肉に）形成される。これにより、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面に対するカバー部Ｃ，Ｃ′（延いてはデフケースＤＣ）の支持剛性を十分に確保しながら、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｍを極力薄肉に形成可能となり、差動装置Ｄの更なる軽量化や軸方向に対する扁平化を達成することができる。

更にカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面（即ちサイドギヤＳの背面ｆとの対向面）には、サイドギヤＳの軸部Ｓｊの周辺からワッシャＷの背面まで直線状に延びる複数の油溝Ｇが凹設される。複数の油溝Ｇは、特に図３に示されるように、サイドギヤＳの歯部Ｓｇ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉに対してサイドギヤＳの周方向にオフセットして配置されるものである。

特に本実施形態の油溝Ｇは、デフケースＤＣの回転軸線Ｌに対して放射状に延び且つサイドギヤＳの周方向で相隣なる２個の貫通孔Ｈの間を通るように配置される。即ち、油溝Ｇは、サイドギヤＳの回転軸線Ｌと直交する投影面で見て、周方向にピニオンＰとは重ならない位置に配置される。その上、油溝Ｇは、サイドギヤＳの回転軸線Ｌと直交する投影面（図３）で見て、サイドギヤＳと各ピニオンＰとの噛合部Ｉを挟んで一対ずつＶ字状の配列で、しかも該噛合部Ｉの近傍に位置するように配置される。また各油溝Ｇの内端は、油溜部Ｔに直接連通している。尚、噛合部Ｉを挟む一対の油溝Ｇを、本実施形態の如くＶ字状の配列としないで、例えばピニオンシャフトＰＳに沿うよう互いに平行に配列するようにしてもよい。

ところで各々のサイドギヤＳの背面ｆのうち、ワッシャＷに当接するワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅは、図４にも示されるように、サイドギヤＳ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉの最外周端Ｉｅに対しサイドギヤＳの径方向で同一の位置に在り、しかもワッシャＷの外周端部Ｗｅは、ワッシャ当り面ｆｗよりも径方向外方に延びている。また、本実施形態では、各サイドギヤＳのワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅが、サイドギヤＳの最大外径部分となっている。

次に、第１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、エンジンから減速歯車機構ＲＧを介してデフケースＤＣに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デフケースＤＣと共にデフケースＤＣの回転軸線Ｌ回りに公転するときは、デフケースＤＣからピニオンＰを介して左右のサイドギヤＳが同速度で回転駆動されて、サイドギヤＳの駆動力が均等に左右の出力軸Ｊ，Ｊ′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Ｊ，Ｊ′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。

ところで自動車の例えば前進走行状態でエンジンの動力が減速歯車機構ＲＧ及び差動装置Ｄを介して左右の出力軸Ｊ，Ｊ′に伝達される場合に、減速歯車機構ＲＧの各可動要素及びデフケースＤＣの回転に伴いミッションケースＭ内の各所で潤滑油が勢いよく飛散するが、飛散した潤滑油の一部は、前述のようにデフケースＤＣ内に複数の貫通孔Ｈから流入する。そして、流入した潤滑油の一部は、遠心力でカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部ＣｓとサイドギヤＳの背面ｆとの間の間隙を伝ってサイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面とワッシャＷの間の摺動部に向かい、その摺動部を潤滑する。また、デフケースＤＣ内に流入した潤滑油の他の一部は、サイドギヤＳの貫通油路９を通してサイドギヤＳの内側空間にも流入し、サイドギヤＳの内側面を遠心力で径方向外方側に伝い流れてサイドギヤＳの歯部Ｓｇの歯面や、サイドギヤＳの歯部ＳｇとピニオンＰとの噛合部Ｉに流れて、噛合部Ｉを潤滑する。

また、ミッションケースＭ内を飛散してデフケースＤＣの一方のカバー部Ｃのボス部Ｃｂの外端付近に達した潤滑油の一部は、ボス部Ｃｂと出力軸Ｊとの相対回転に伴い、ボス部Ｃｂの内周面の凹溝８を経てボス部Ｃｂの軸方向内端側に向かって給送され、凹溝８の内端から、潤滑油路１１および油溜部Ｔを順次経由して油溝Ｇの内端に流入する。尚、凹溝８の内端に達した潤滑油の一部は、スプライン嵌合部７にも流れ、スプライン嵌合部７からサイドギヤＳの内側面側に流入する。

一方、ミッションケースＭ内を飛散してデフケースＤＣの他方のカバー部Ｃ′のボス部Ｃｂの外端付近に達した潤滑油の一部は、ボス部ＣｂとサイドギヤＳの軸部Ｓｊとの相対回転に伴い、ボス部Ｃｂの内周面の凹溝８′を経てボス部Ｃｂの軸方向内端側に向かって給送され、凹溝８′の内端から油溜部Ｔを経て油溝Ｇの内端に流入する。

本実施形態によれば、サイドギヤＳは、内周側の軸部Ｓｊと、軸部Ｓｊから径方向外方に離間した外周側のサイドギヤＳの歯部Ｓｇとの間にその間を繋ぐ扁平なリング板状の中間壁部Ｓｍを有しており、中間壁部Ｓｍの径方向幅ｔ１がピニオンＰの最大直径ｄ１よりも長くなっている。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、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Ｊ，Ｊ′の軸方向での幅狭化（小径化）を図ることができる。

またこのようにしてピニオンシャフトＰＳ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、しかもサイドギヤＳの背面ｆ（特にサイドギヤＳ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉの背面側に位置する背面部分ｆｇ）がワッシャＷを介してカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓに支持されることから、中間壁部Ｓｍを薄肉化してもサイドギヤＳの必要な剛性強度を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Ｓの中間壁部Ｓｍを十分に薄肉化することが可能となる。更にまた本実施形態では、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Ｓの中間壁部Ｓｍの最大肉厚ｔ２が更に小さく形成されるため、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｍの更なる薄肉化が達成可能となる。しかもカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓが、側壁部Ｃｓの外側面をデフケースＤＣの回転軸線Ｌと直交する平坦面とした扁平な板状に形成されることで、カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓ自体の薄肉化も達成される。

また本実施形態によれば、サイドギヤＳの背面ｆのうち、歯部Ｓｇの背面部分ｆｇは、中間壁部Ｓｍの背面部分ｆｍよりも軸方向外方に張り出しているので、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの剛性を十分に確保しながら、サイドギヤＳの中間壁部Ｓｍを極力薄肉に形成可能となり、差動装置Ｄの軽量化や軸方向に対する扁平化が可能となる。

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、全体として軸方向で十分に幅狭化することが可能となるため、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、また差動装置Ｄの伝動系を小型化する上で頗る有利となる。

また本実施形態によれば、カバー部Ｃ，Ｃ′の各油溝Ｇに流入した潤滑油の大部分は、油溝Ｇ内を遠心力で径方向外方にスムーズに流動して、ワッシャＷの背面まで効率よく供給される。従って、ワッシャＷにピニオンＰからサイドギヤＳを経て大きなスラスト反力が作用しても、ワッシャＷとサイドギヤＳの背面ｆ（特に歯部Ｓｇの背面部分ｆｇ）との間の摺動部を十分に潤滑できる。その上、油溝Ｇは、サイドギヤＳの歯部Ｓｇ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉに対しサイドギヤＳの周方向にオフセットして配置されるので、デフケースＤＣ（即ちカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓ）の、サイドギヤＳの背面ｆとの対向面のうち特に大きなスラスト反力が作用する領域部分、即ち噛合部Ｉの背面側に位置する領域部分から油溝Ｇを周方向にずらすことができる。これにより、デフケースＤＣにおいて荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下が抑制されて、デフケースＤＣの耐久性向上が図られる。

また本実施形態によれば、デフケースＤＣにおける各カバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓに複数の貫通孔Ｈが周方向に間隔をおいて並設され、相隣なる２個の貫通孔Ｈの間に油溝Ｇが通るため、貫通孔Ｈの特設によりデフケースＤＣの重量バランスに配慮しつつデフケースＤＣの軽量化を図ることが可能となるばかりか、貫通孔Ｈを避けながら油溝Ｇを十分長く（即ち途中が貫通孔Ｈ等で途切れることなく）形成可能となって好都合である。

その上、本実施形態によれば、サイドギヤＳの背面ｆのうち噛合部Ｉの背面側に存する部分ｆｇとワッシャＷとが、サイドギヤＳの回転軸線Ｌと直交する投影面（図３）で見て一部重なるように配置される。そのため、デフケースＤＣの、サイドギヤＳの背面ｆとの対向面（即ちカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面）のうち特に大きなスラスト反力が作用する領域部分へはワッシャＷを介してサイドギヤＳからスラスト反力が伝達されることとなって、領域部分への過度の荷重集中を回避できる。これにより、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を一層効果的に抑制できるため、デフケースＤＣの更なる耐久性向上が図られる。

また本実施形態によれば、デフケースＤＣの、サイドギヤＳとの対向面の内周端部（即ちカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓの内側面の内周端部）に、サイドギヤＳの軸部Ｓｊの外周に臨む油溜部Ｔが凹設されるため、油溜部Ｔにより油溝Ｇへの潤滑油の供給量を適度に調整可能となる。例えば、差動装置Ｄの差動動作の初期には油溜部Ｔに貯溜された潤滑油を利用して、油溝Ｇ、延いてはワッシャＷやサイドギヤＳの背面ｆへの潤滑油の供給をスムーズに行うことができ、また余剰の潤滑油は油溜部Ｔに一時的に溜めておいて油溝Ｇへの供給不足の事態に備えることができる。

また本実施形態によれば、油溝Ｇは、サイドギヤＳの周方向で噛合部Ｉの近傍に配置されるため、デフケースＤＣの、サイドギヤＳの背面ｆとの対向面のうち特に大きなスラスト反力が作用する領域部分、即ち噛合部Ｉの背面側に位置する領域部分に対して、油溝Ｇをずらせつつ極力近接させることができる。その結果、デフケースＤＣにおいて荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を極力抑制しながら、領域部分を効果的に潤滑できる。しかもこのような油溝Ｇは、噛合部Ｉを挟んで一対配置されることから、荷重負担の大きい領域部分での支持剛性低下を抑制しながら、領域部分をより効果的に潤滑可能である。

また本実施形態によれば、サイドギヤＳを大径化したことでサイドギヤＳの歯部Ｓｇが出力軸Ｊ，Ｊ′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あっても、噛合部Ｉや、サイドギヤＳの背面ｆとワッシャＷとの摺動部に対し潤滑油を効率よく供給可能となり、それら部位の焼付きを効果的に防止できる。

ところで本実施形態では、各々のサイドギヤＳの背面ｆのうち、ワッシャＷに当接するワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅが、図４にも示されるように、サイドギヤＳ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉの最外周端Ｉｅに対しサイドギヤＳの径方向で同一の位置に在るので、サイドギヤＳのワッシャ当り面ｆｗの最外周端部にはピニオンＰからサイドギヤＳの外周の歯部Ｓｇを経て大きなスラスト反力が過度に集中する虞れはなく、サイドギヤＳの外周の歯部Ｓｇ自体の荷重負担も軽減される。尚、本発明では、ワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅが噛合部Ｉの最外周端Ｉｅに対しサイドギヤＳの径方向で外方側の位置に在るように、ワッシャ当たり面ｆｗを設定してもよく、その場合も、上記と同様の効果が期待できる。

その上、ワッシャＷの外周端部Ｗｅが、サイドギヤＳのワッシャ当り面ｆｗよりも径方向外方に延びているため、図４の荷重分布図からも明らかなように、デフケースＤＣのワッシャ受け部（即ちカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓにおけるワッシャ保持溝１０の底部）での荷重分散が図られ、これにより、ワッシャ受け部が局部的に荷重負担増となるのを効果的に回避できる。尚、図４の荷重分布図における比較例（点線）は、ワッシャＷの外周端部ＷｅをサイドギヤＳのワッシャ当り面ｆｗよりも径方向外方に延ばさない場合を示しており、比較例では、ワッシャＷの最外周端に接するデフケースＤＣのワッシャ受け部で荷重負担が過大となる。

このような本実施形態のサイドギヤＳの背面ｆとワッシャＷとデフケースＤＣのワッシャ受け面との関係構成によれば、デフケースＤＣ（特にカバー部Ｃ，Ｃ′の側壁部Ｃｓ）やサイドギヤＳ（特に外周の歯部Ｓｇ）の薄肉軽量化を図ることができ、差動装置Ｄの軸方向に対する扁平化及び軽量化に寄与することができる。しかもワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅが、サイドギヤＳの最大外径部分であるので、サイドギヤＳを徒らに大径化することなく大きなスラスト反力をデフケースＤＣのワッシャ受け面に適度に分散して受け止めさせることができる。これにより、デフケースＤＣの側壁部ＣｓやサイドギヤＳの歯部Ｓｇの更なる薄肉軽量化を図ることができる。

次に、本発明の第２実施形態を図５を用いて説明する。尚、第１実施形態と同様の構成については同一符号を付して詳しい説明は省略する。

第１実施形態では、ピニオンＰの支持部（即ち差動ギヤ支持部）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、本第２実施形態では、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軸ＰＳ′でピニオンＰの支持部（即ち差動ギヤ支持部）を構成している。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に設ける必要がなくなるため、それだけピニオンＰを小径化（軸方向幅狭化）でき、差動装置Ｄの更なる軸方向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ＰＳの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の端面に支軸ＰＳ′を一体化した場合には、支軸ＰＳ′の外径（即ち有効直径ｄ２）に依存することなくピニオンＰの小径化（出力軸Ｊ，Ｊ′の軸方向での幅狭化）が可能となる。

そして、支軸ＰＳ′の外周面と、デフケースＤＣの外周壁、即ち筒状のケース部４に設けた貫通支持孔４ａの内周面との間には、支軸ＰＳ′の外周面と貫通支持孔４ａの内周面との間の相対回転を許容する軸受手段としての軸受ブッシュ１２が介挿される。尚、軸受手段としては、ニードルベアリング等の軸受を使用してもよい。また、軸受を省略して、支軸ＰＳ′をデフケースＤＣの貫通支持孔４ａに直接嵌合させてもよい。

それ以外については、第２実施形態においても、第１実施形態と略同等の効果が得られる。

次に、本発明の第３実施形態を図６を用いて説明する。第１，第２実施形態では、サイドギヤＳの背面ｆのうち、ワッシャＷに当接するワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅは、サイドギヤＳ及びピニオンＰの相互の噛合部Ｉの最外周端Ｉｅに対しサイドギヤＳの径方向で同一の位置又は径方向外方の位置に在り、ワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅがサイドギヤＳの最大外径部分となっていたが、本第３実施形態では、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの外周端面と歯部Ｓｇの背面（特にワッシャ当り面ｆｗ）との間が横断面円弧状のアールｒで滑らかに接続されている。そのため、ワッシャ当り面ｆｗの最外周端ｆｗｅはサイドギヤＳの最大外径部分（即ち外周端面）よりも径方向内方側に位置するが、ワッシャＷの外周端部Ｗｅは、第１，第２実施形態と同様、ワッシャ当り面ｆｗよりも径方向で外方に延びている上、ワッシャ当り面ｆｗが噛合部Ｉの背面側に位置している。

そして、本第３実施形態において、その他の構成は、第１実施形態と同様であるので、各構成要素には、第１実施形態の対応する構成要素と同様の参照符号を付すに止め、それ以上の説明は省略する。

従って、本第３実施形態においても、第１，第２実施形態と略同等の作用効果を達成することが可能である。尚、第３実施形態において、サイドギヤＳの、歯部Ｓｇの外周端面と歯部Ｓｇの背面（特にワッシャ当り面ｆｗ）との間を、アールｒではなく、横断面直線状の平坦なテーパ面で接続するようにしてもよい。

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（特に入力部材内にピニオン（差動ギヤ）と、ピニオン（差動ギヤ）に噛合する一対のサイドギヤ（出力ギヤ）とを備えた従来の差動装置）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が用いられている。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（特に図１〜図４，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Ｊ，Ｊ′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、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ＭＯ、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ＦＯ、伝達トルクをＴＯとした場合に、ベベルギヤの一般的な公式より、
ＭＯ＝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、
ＭＯ＝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ＭＯ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、（２）式に基づいて次の（３）式のように表される。（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。

ところで上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ＦＯは、ＦＯ＝２ＴＯ／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ＴＯを一定とすれば、伝達荷重ＦＯ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ＦＯ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。

（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ＭＯの減少によるギヤ強度の減少変化率（上記した（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（上記した（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。

（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、上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、（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）
（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ＦＯ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）
（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ＭＯの増大によるギヤ強度の増加変化率（上記した（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（上記した（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）
（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、［１］の手法（歯数比率増大）によるギヤ強度の低下分を、［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、［１］で求めた歯数比率増大に伴うギヤ強度の変化率（上記した（６）式の右項）と、［２］で求めたピッチ円錐距離増大によるギヤ強度変化率（上記した（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。（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、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、（１１）式を、上記した（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。

（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。（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、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、（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（上記した（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（上記した（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、上記した（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。

（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、（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、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、これらは上記の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、上述した実施形態の構造（より具体的には、図１〜図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、上述した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に示されるように上記特定領域に収まっている。

比較例として、上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、上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、入力部材としてのデフケースＤＣの一側に、遊星歯車機構より成る減速歯車機構ＲＧを隣接配置し且つ出力側要素（キャリア２３）をデフケースＤＣ（カバー部Ｃ′）に結合して、減速歯車機構ＲＧを介して動力源からの動力をデフケースＤＣに伝達するようにしたものを示したが、遊星歯車機構以外の減速歯車機構の出力側要素をデフケースＤＣに結合するようにしてもよい。

また、そのような減速歯車機構に代えて、動力源からの動力を受ける入力歯部（ファイナルドリブンギヤ，ファイナルギヤ）をデフケースＤＣの外周部に一体に形成又は後付けで固定し、入力歯部を介して動力源からの動力をデフケースＤＣに伝達するようにしてもよい。

また上述した実施形態では、カバー部Ｃ，Ｃ′のボス部Ｃｂの内周の凹溝８，８′を利用して、ミッションケースＭ内でボス部Ｃｂの外端周辺に存する潤滑油をボス部Ｃｂの内端側の油溜部Ｔ、延いては油溝Ｇへ給送できるようにしたものを示したが、そのような凹溝８，８′に代えて、又は加えて、ミッションケースＭ内の飛散した潤滑油を油溜部Ｔ又は油溝Ｇの内端部に導く給油路をデフケースＤＣの適所（例えば側壁部Ｃｓやボス部Ｃｂ）に設けるようにしてもよい。尚、その場合、上記給油路に対しては、ミッションケースＭ内に飛散した潤滑油を自然流入するようにしてもよいし、図示しないオイルポンプで潤滑油を積極的に供給させるようにしてもよい。

また、上述した実施形態では、ワッシャＷに関し、ワッシャＷの径方向内方端部が、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇの径方向内方端よりも径方向外方側にあるが、本発明は、これに限定されない。例えば、ワッシャＷの径方向内方端部は、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇの径方向内方端と同様の位置まで延びていてもよい。これにより、荷重負担の大きいサイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇに対する支持剛性低下をより効果的に抑制できる。

また、上述した実施形態では、一対のサイドギヤＳの背面をデフケースＤＣの一対の専用カバー部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の背面にのみ専用カバー部を設けるようにしてもよい。この場合、例えば、デフケースＤＣの、専用カバー部が設けられない側に、動力伝達経路の上流側に位置する駆動部材（例えば減速歯車機構ＲＧのキャリア２３）を配設して、駆動部材とデフケースＤＣとを結合させるようにしてもよい。その場合は、駆動部材がカバー部Ｃ′を兼ねるものであり、駆動部材とデフケースＤＣとが本発明の入力部材を構成する。

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

Ｃｓ・・・・側壁部
Ｄ・・・・・差動装置
ＤＣ・・・・デフケース（入力部材）
Ｇ・・・・・油溝
Ｈ・・・・・貫通孔
Ｉ・・・・・噛合部
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（差動ギヤ支持部）
ＰＳ′・・・支軸（差動ギヤ支持部）
Ｓ・・・・・サイドギヤ（出力ギヤ）
Ｓｇ・・・・歯部
Ｓｊ・・・・軸部
Ｔ・・・・・油溜部
ｄ２・・・・ピニオンシャフトの直径、支軸の直径（差動ギヤ支持部の直径）
ｆ・・・・・サイドギヤの背面（出力ギヤの背面）

Claims (8)

1. 駆動力が入力される入力部材（ＤＣ）と、
   前記入力部材（ＤＣ）に支持されて前記入力部材（ＤＣ）に対し自転可能であると共に前記入力部材（ＤＣ）の回転に伴い前記入力部材（ＤＣ）の回転中心回りに公転可能な差動ギヤ（Ｐ）と、
   前記差動ギヤ（Ｐ）に噛合する歯部（Ｓｇ）及び当該歯部（Ｓｇ）よりも径方向内方側に位置する軸部（Ｓｊ）を有する一対の出力ギヤ（Ｓ）と、
   各々の前記出力ギヤ（Ｓ）の歯部（Ｓｇ）の背面と前記入力部材（ＤＣ）との間に介装されるワッシャ（Ｗ）と、
   前記入力部材（ＤＣ）の、前記出力ギヤ（Ｓ）の背面（ｆ）との対向面に凹設されて前記出力ギヤ（Ｓ）の前記軸部（Ｓｊ）の周辺から前記ワッシャ（Ｗ）の背面まで延びる油溝（Ｇ）とを備え、
   前記油溝（Ｇ）は、前記歯部（Ｓｇ）及び前記差動ギヤ（Ｐ）の相互の噛合部（Ｉ）に対し前記出力ギヤ（Ｓ）の周方向にオフセットして配置されることを特徴とする差動装置。
2. 前記入力部材（ＤＣ）は、前記出力ギヤ（Ｓ）の背面（ｆ）と対向する側壁部（Ｃｓ）を有し、
   前記側壁部（Ｃｓ）は、周方向に間隔をおいて並ぶ複数の貫通孔（Ｈ）又は凹孔を有し、
   前記油溝（Ｇ）は、周方向で相隣なる２個の前記貫通孔（Ｈ）又は凹孔の間を通るように配置されることを特徴とする、請求項１に記載の差動装置。
3. 前記入力部材（ＤＣ）の、前記出力ギヤ（Ｓ）との対向面の内周部には、前記出力ギヤ（Ｓ）の前記軸部（Ｓｊ）の外周に臨む油溜部（Ｔ）が凹設されることを特徴とする、請求項１または２に記載の差動装置。
4. 前記油溝（Ｇ）は、前記出力ギヤ（Ｓ）の周方向で前記噛合部（Ｉ）の近傍に配置されることを特徴とする、請求項１〜３の何れか１項に記載の差動装置。
5. 前記油溝（Ｇ）は、前記出力ギヤ（Ｓ）の回転軸線と直交する投影面で見て、前記噛合部（Ｉ）を挟んで一対配置されることを特徴とする、請求項１〜４の何れか１項に記載の差動装置。
6. 前記差動ギヤ（Ｐ）は、前記入力部材（ＤＣ）に支持された差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を介して前記入力部材（ＤＣ）に支持され、
   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、請求項１〜５の何れか１項に記載の差動装置。
7. Ｚ１／Ｚ２≧４を満たすことを特徴とする、請求項６に記載の差動装置。
8. Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たすことを特徴とする、請求項６に記載の差動装置。

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