JP6621298B2 - 差動装置 - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車などの車両に好適な差動装置に関する。

従来、差動装置において、入力部材（例えばデフケース）と、駆動力が入力される遊星ギヤを支持するキャリアとを一体に形成する技術が、例えば特許文献１の図２ｂに開示されている。

また、例えば特許文献２の図１〜図３に開示されるように、遊星歯車機構において、遊星ギヤを軸支するキャリアのアーム部（２Ｂ）の先端部を、ベース部材（３）の径方向中間部に設けた孔（９）に挿通させ且つ該アーム部（２Ｂ）の先端部と、ベース部材（３）の孔（９）の周辺部とを溶接することで、キャリアとベース部材とを結合する技術が知られている。

米国特許第４２２３５６９号明細書 特許第４９０８４５８号公報 特許第４８０３８７１号公報 特開２００２−３６４７２８号公報

上記特許文献１，２の技術を単純に組み合わせて、入力部材とは別体のキャリアのアーム部を入力部材に溶接しようとする場合には、溶接部が、入力部材（ベース部材）の端壁の径方向中間部分（即ち外周端よりも径方向内方寄り）となる。このため、溶接に際しては、溶接トーチの移動自由度が少なくなって溶接作業性が悪いという問題がある。

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遊星ギヤを支持するキャリアと結合可能な入力部材と、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一対の出力ギヤとを備え、前記入力部材は、前記キャリアに結合されるキャリア側側面が前記遊星ギヤに対する摺動支持面となっていると共に、その入力部材の外周端部の前記キャリア側側面に、前記キャリアとは反対側に窪み且つ該窪みが前記外周端部の径方向外端面まで延びていて前記キャリアと当接可能である段部を有し、前記段部と前記キャリアとは溶接結合される。

また、本発明に係る差動装置は、駆動力が入力される遊星ギヤを支持するキャリアと結合可能な入力部材と、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一対の出力ギヤとを備え、前記入力部材は、その入力部材の外周端部のキャリア側側面に、前記キャリアとは反対側に窪み且つ該窪みが前記外周端部の径方向外端面まで延びていて前記キャリアと当接可能である段部を有し、前記段部と前記キャリアとは溶接結合され、前記入力部材のキャリア側側面は、前記段部の径方向内方側で隣接した、前記段部よりも深い凹部を有し、前記キャリアは、該キャリアの周方向に並ぶ複数の前記遊星ギヤの相互間にアーム部を有し、前記凹部は、少なくとも前記アーム部の周方向での一方端よりも周方向外方側に延びている。

好適には、前記凹部は、周方向に互いに間隔をおいて複数配設される。

好適には、前記段部と前記キャリアとの溶接部が前記入力部材の外周端部に含まれる。

好適には、前記段部は、前記遊星ギヤの回転軸線と直交する投影面で見て、前記遊星ギヤと重ならない位置に形成される。

好適には、前記段部は、周方向に互いに間隔をおいて複数配設される。

好適には、前記入力部材のキャリア側側面は、前記段部の径方向内方側で隣接した、前記段部よりも深い凹部を有し、前記凹部は、鍛造型で成形される。

好適には、さらに前記差動ギヤを支持し前記入力部材に支持される差動ギヤ支持部を備え、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を満たしている。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧４を満たしている。

また、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たしている。

本発明によれば、入力部材は、入力部材の外周端部のキャリア側側面に、キャリアとは反対側に窪み且つその窪みが前記外周端部の径方向外端面まで延びていてキャリアと当接可能である段部を有しているので、キャリアと溶接結合するに当たり、入力部材の径方向外方側から溶接トーチを容易に被溶接部（即ちキャリアと段部との当接部）に向けることができる。これにより、溶接トーチの移動自由度を入力部材の径方向外方側に広く確保でき、加工自由度や溶接作業性が向上する。また、入力部材の側面とキャリアとを軸方向に当接させて溶接結合しても、入力部材及びキャリアの結合体の軸方向全幅を極力小幅にできるから、差動装置の小型化が図られる。

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スケルトン図 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 本発明の第１実施形態に係る差動装置をその中心部から第１カバー部側に見た横断面図 （Ａ）は図２の４Ａ−４Ａ線断面図、また（Ｂ）は、（Ａ）においてデフケース（第１カバー部）に対しキャリアが未溶接の状態を示す部分断面図 図２の５矢視部を拡大して示す拡大断面図 本発明の第２実施形態の要部を示す拡大断面図 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５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。この差動装置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図示しない一対の車軸にそれぞれ連なる出力軸Ｊ１，Ｊ２に分配して伝達することにより、その両車軸を、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Ｍ内に、減速歯車機構ＲＧを隣接させた状態で同機構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Ｊ１，Ｊ２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Ｊ１，Ｊ２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）や減速歯車機構ＲＧの各ギヤの軸線に沿う方向をいい、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。

減速歯車機構ＲＧは、例えばデフケースＤＣの一端部に同心状に回転自在に嵌合支持されるサンギヤ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大径のリングギヤ２１と、サンギヤ２０及びリングギヤ２１間に介装されて両ギヤ２０，２１に噛合する複数（例えば４個）の遊星ギヤ２２と、遊星ギヤ２２を軸支するキャリア２３とを備えている。サンギヤ２０は、図示しない連動機構を介してエンジンのクランク軸に連動連結されており、該サンギヤ２０に入力された動力が、遊星ギヤ２２及びキャリア２３を順次経てデフケースＤＣに減速して伝達される。

キャリア２３は、例えば、デフケースＤＣよりも小径の円形リング状に形成されたキャリアベース２３ｂと、キャリアベース２３ｂの端面に互いに周方向に間隔をおいて一体に連設されて軸方向に各々延びる複数（例えば４個）のアーム部２３ａとを有する。各々のアーム部２３ａは、例えばデフケースＤＣの中心軸線Ｌと直交する投影面で見て扇形状に形成されており、各々のアーム部２３ａの先端部（より具体的にはキャリア２３の軸方向端部）が、後述するようにデフケースＤＣと溶接ｗにより結合される。

遊星ギヤ２２は、例えばキャリア２３の周方向に隣り合うアーム部２３ａの相互間の空間に配置される。また遊星ギヤ２２は、上記空間を縦通する枢軸２３ｊに回転自在に貫通支持される。枢軸２３ｊの一端はキャリアベース２３ｂに固着され、枢軸２３ｊの他端はデフケースＤＣに支持される。

デフケースＤＣの一端部（例えば図２の紙面上で見て右端部）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。一方、デフケースＤＣの他端部側では、図示はしないがサンギヤ２０、キャリア２３又は出力軸Ｊ１のうちの少なくとも１つが、ミッションケースＭに回転自在に支持される。これにより、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に回転自在に支持される。

またミッションケースＭには、各出力軸Ｊ１，Ｊ２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Ｊ１，Ｊ２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Ｍの底部には、例えばケース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。

差動装置Ｄは、例えば、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に対しその左右両側より噛合し、且つ一対の出力軸Ｊ１，Ｊ２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、ピニオンシャフトＰＳは差動ギヤ支持部の一例であり、デフケースＤＣは、入力部材の一例である。

ピニオンＰは、デフケースＤＣに収容支持されており、デフケースＤＣに対し径方向の軸線回りに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Ｃ１，Ｃ２とを有する。

一対のカバー部Ｃ１，Ｃ２のうち、減速歯車機構ＲＧ側の第１カバー部Ｃ１は、例えばケース部４と一体に形成されており、第１カバー部Ｃ１は例えば溶接ｗによってキャリア２３と連結される。また第２カバー部Ｃ２は、ケース部４にボルトＢ等の結合手段を以て着脱可能に結合される。尚、結合手段としては、ボルトＢ以外の適当な結合手段、例えばカシメ、接着、溶接等の結合手段を採用してもよい。また、第１カバー部Ｃ１を、第２カバー部Ｃ２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等の結合手段を以て結合してもよい。

第１，第２カバー部Ｃ１，Ｃ２は、例えばサイドギヤ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の環状側壁部Ｃｓとを備えており、側壁部Ｃｓの外周端部がケース部４に一体に又は着脱可能に結合される。側壁部Ｃｓは、上記のように平坦面としたことで、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。

一方のカバー部（本実施形態では第１カバー部Ｃ１）のボス部Ｃｂの内周面には、出力軸Ｊ１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（本実施形態では第２カバー部Ｃ２）のボス部Ｃｂの内周面には、他方のカバー部（より具体的には第２カバー部Ｃ２）のボス部Ｃｂ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。

ピニオンシャフトＰＳは、例えばデフケース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にその一直径線上に設けた一対の貫通支持孔４ａに、該シャフト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、ケース部４にボルト止めした第２カバー部Ｃ２に該ピン５の外端を当てがうことで、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、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、図３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、或いは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３参照）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、例えば一対の出力軸Ｊ１，Ｊ２の内端部がそれぞれスプライン嵌合７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、各カバー部Ｃ１，Ｃ２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、図示はしないが、少なくとも一方のカバー部Ｃ１，Ｃ２の側壁部Ｃｓには、デフケースＤＣの内外での潤滑油の流通を許容する複数の貫通孔を周方向に間隔をおいて設けるようにしてもよい。

また、各カバー部Ｃ１，Ｃ２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Ｃ１，Ｃ２の側壁部Ｃｓの内側面と、サイドギヤＳの歯部Ｓｇの背面部分ｆｇ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。

またカバー部Ｃ１，Ｃ２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、側壁部ＣｓのサイドギヤＳに対する支持剛性が効果的に高められる。

各々のサイドギヤＳの背面ｆのうち、ワッシャＷに当接する当接面の最外周端ｆｅは、図５に示されるように、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、しかも当接面の最外周端ｆｅよりもワッシャＷの外周端部Ｗｅの方が径方向外方に延びている。

次に、図４，図５を参照して、キャリア２３とデフケースＤＣとの溶接構造について、具体的に説明する。デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏのキャリア２３側の側面には、例えばキャリア２３とは反対側に窪み且つその窪みがデフケースＤＣの外周端部ＤＣｏの径方向外端面ＤＣｏｅまで延びる円環状の段部１５が凹設される。図４に明示されるように、段部１５は、例えば遊星ギヤ２２の回転軸線と直交する投影面で見て、遊星ギヤ２２と重ならない位置、即ち遊星ギヤ２２よりも第１カバー部Ｃ１の径方向外方側の位置に形成される。尚、図４，図５において、段部１５は、後述する溶接の工程前の形態を示している。

本明細書において、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏとは、デフケースＤＣの径方向外端面ＤＣｏｅのみならず、径方向外端面ＤＣｏｅより径方向内方側の、径方向外端面ＤＣｏｅに近い所定領域も含まれる概念である。

また第１カバー部Ｃ１のキャリア２３側の側面には、例えば段部１５の径方向内方側に隣接した、段部１５よりも深い複数の円弧状の凹部１６が周方向に互いに間隔をおいて凹設される。これら凹部１６は、キャリア２３の複数のアーム部２３ａにそれぞれ対応した位置に形成される。しかも各々の凹部１６は、キャリア２３の各々のアーム部２３ａの先端部（即ち後述する突部２３ａｆ）の、少なくとも周方向で一方端（本実施形態では両端）よりも外方側に延びている。そして、その外方側に延出した凹部１６の周方向端部は、緩やかに立ち上がる緩斜面１６ｓに各々形成される。

また第１カバー部Ｃ１のキャリア２３側の側面には、キャリア２３の複数のアーム部２３ａの内周面に係合させる円環状の位置決め突部１８が一体に突設される。位置決め突部１８に複数のアーム部２３ａの内周面を係合させることで、デフケースＤＣに対するキャリア２３の径方向位置決めが簡単且つ的確に行われる。

一方、キャリア２３の軸方向端面、即ち各々のアーム部２３ａの先端面には、例えばアーム部２３ａの先端面より軸方向でデフケースＤＣ側に張出し且つアーム部２３ａの径方向外周面より径方向外方側に張出すフランジ状の突部２３ａｆが一体に形成されている。各々の突部２３ａｆの軸方向先端面のうち径方向内方側部分は、凹部１６の深さに対応した小空隙１７を挟んで凹部１６の底面に対向しており、径方向外方側部分は段部１５に当接し、その当接部がレーザトーチＴ（図５参照）を以て溶接ｗされることで、キャリア２３がデフケースＤＣと連結される。そして、段部１５とキャリア２３（具体的には突部２３ａｆ）との溶接部ｗａは、デフケースＤＣの外周端部ＤＣｏに含まれる配置となる。また、突部２３ａｆの径方向外端面は、本実施形態ではデフケースＤＣの外周端部ＤＣｏの径方向外端面ＤＣｏｅの、段部１５と隣接する部分と面一に連続するように形成されるが、段部１５と隣接する部分との間に多少の高低差を設定するようにしてもよい。

またデフケースＤＣの第１カバー部Ｃ１に関し、例えば少なくとも段部１５及び凹部１６は、段部１５及び凹部１６の形態に対応した鍛造型を用いて鍛造成形される。

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Ｊ１，Ｊ２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Ｊ１，Ｊ２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。

ところで本実施形態では、デフケースＤＣの外周端部ＤＣｏのキャリア２３側の側面に、キャリア２３とは反対側に窪み且つその窪みがデフケースＤＣの外周端部ＤＣｏの径方向外端面ＤＣｏｅまで延びていてキャリア２３の軸方向端部（即ち複数のアーム部２３ａの各先端部の突部２３ａｆ）と当接する段部１５が凹設されている。そして、段部１５とキャリア２３の軸方向端部（より具体的には突部２３ａｆ）とを突き合わせるように当接させた状態で、その当接部を溶接ｗすることで、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）と減速歯車機構ＲＧ（より具体的にはキャリア２３）とが連結される。このとき、段部１５とキャリア２３の軸方向端部（より具体的には突部２３ａｆ）との当接部が溶接部ｗａとなる。

溶接作業は、例えば、図５に鎖線で示すように第１カバー部Ｃ１の径方向外方よりも外側の方に配備される溶接用レーザトーチＴから当接部の径方向外端に向けてレーザを照射し且つ第１カバー部Ｃ１及びレーザトーチＴの何れか一方（例えばレーザトーチＴ）を何れか他方（例えば第１カバー部Ｃ１）に対し、デフケースＤＣの回転軸線Ｌ回りに緩やかに相対回転させることで行われる。これにより、レーザのエネルギを以て、段部１５と、キャリア２３の軸方向端部、即ち突部２３ａｆの軸方向先端面とを溶接ｗにより連結することができる。

以上説明したように、本実施形態によれば、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏのキャリア２３側の側面に、キャリア２３とは反対側に窪み且つその窪みがデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏの径方向外端面ＤＣｏｅまで延びていてキャリア２３の突部２３ａｆと当接可能である段部１５を有しているので、溶接作業に当たり、溶接用レーザトーチＴをデフケースＤＣの径方向外方側から被溶接部（即ち前記当接部の外端）に容易に対向させることができる。これにより、溶接用レーザトーチＴの移動自由度を従来技術よりもデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の径方向外方側により広く確保でき、従来技術よりも加工自由度や溶接作業性を向上させることができる。

さらに、本実施形態によれば、段部１５とキャリア２３は溶接ｗ結合されるとともに、段部１５とキャリア２３との溶接部ｗａがデフケースＤＣの外周端部ＤＣｏに含まれるので、溶接作業に当たり、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の径方向外方側から溶接用レーザトーチＴを被溶接部に対し、より容易に対向させることができる。従って、溶接用レーザトーチＴの移動自由度をデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の径方向外方側により広く確保でき、加工自由度や溶接作業性をより向上させることができる。しかも、溶接部ｗａがデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏに含まれるため、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）のサイドギヤＳ背面を支持する部位（本実施形態ではワッシャＷとの当接面）への溶接熱の影響（例えば熱歪）を回避又は低減でき、その熱の影響を考慮した仕上げ加工も不要となる。その上、溶接ビードと周辺部品（例えば減速歯車機構ＲＧのリングギヤ２１）とが干渉する虞れがなくなるから、溶接ビードの削り作業や仕上げ作業も不要となる。それらの結果、製造コストを効果的に抑制することができる。

また本実施形態によれば、第１カバー部Ｃ１のキャリア２３側の側面が、段部１５の径方向内方側に隣接した、段部１５よりも深い円弧状の凹部１６を有しており、凹部１６は、少なくともアーム部２３ａ（より具体的にはアーム部２３ａの先端部（本実施形態ではアーム部２３ａの突部２３ａｆ））の、キャリア２３の周方向での一方端（本実施形態では両端）よりも周方向外方側まで延びている。そのため、溶接時に溶接部周辺に発生するガスを凹部１６を通じて外部に的確に排出できるから、溶接の品質の向上に寄与することができる。

また本実施形態によれば、凹部１６は、周方向に互いに間隔をおいて複数配設されるので、凹部１６を設けたことに因るデフケースＤＣの強度低下が極力抑えられる。これにより、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の強度保持を図りながら、デフケースＤＣ（より具体的にはカバー部Ｃ１）の薄肉軽量化を達成することができる。

また本実施形態によれば、段部１５は、遊星ギヤ２２の回転軸線と直交する投影面で見て、遊星ギヤ２２と重ならない位置に形成される。このため、遊星ギヤ２２に対するデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）側の摺動支持面が段部１５を特設したことで減ぜられるのを回避できるから、デフケースＤＣ側の摺動支持面の面積（即ち遊星ギヤ２２に対する受圧面積）を十分に確保可能となる。

また本実施形態によれば、第１カバー部Ｃ１は、少なくとも段部１５及び凹部１６が鍛造型を用いて鍛造成形されるので、段部１５及び凹部１６を形成するための切削工程が不要となり、加工工数の削減が図られる。

また本実施形態によれば、第１カバー部Ｃ１の外周端部ＤＣｏの側面に形成されてキャリア２３とは反対側に窪んだ段部１５が、キャリア２３との当接面（即ち被溶接面）とされるため、第１カバー部Ｃ１の外周端部ＤＣｏの側面とキャリア２３の軸方向端部とを軸方向に突き合わせて溶接ｗ結合しているにも拘わらず、第１カバー部Ｃ１及びキャリア２３の結合体の外周端部の軸方向全幅を極力小幅にできる。これにより、差動装置Ｄの小型化が図られる。

また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Ｊ１，Ｊ２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Ｃ１，Ｃ２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。

また本実施形態によれば、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。

また本実施形態によれば、カバー部Ｃ１，Ｃ２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Ｃ１，Ｃ２の側壁部Ｃｓ自体の薄肉化も達成される。その上、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の更なる軽量化や軸方向扁平化が達成される。

それらの結果、本実施形態によれば、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。

次に、本発明の第２実施形態を図６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、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Ｊ１，Ｊ２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（より具体的には第１カバー部Ｃ１）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。

また、第２実施形態は上述した第１実施形態との相違部分以外は第１実施形態と同様の構成をしているため、第２実施形態においても、上記で示した第１実施形態の構成との違いにより得られる効果以外の効果については、第１実施形態と同様の効果が得られる。つまり、第２実施形態においても、デフケースＤＣの第１カバー部Ｃ１と、減速歯車機構ＲＧのキャリア２３との溶接に関わる構造に起因する効果については、第１実施形態と同様の効果が得られる。

ところで前記した特許文献１，３，４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４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（特に図１〜図５）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Ｊ１，Ｊ２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、（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（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。

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、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）
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（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）
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、［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。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、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。

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、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。

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、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、好適には、Ｚ１／Ｚ２≧４を満たすようにし、更に好適には、Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たすようにすれば、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、差動装置を出力軸の軸方向で更に十分に幅狭化できる。

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１〜６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、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。

また上述した実施形態では、キャリア２３の複数のアーム部２３ａの先端部（より具体的にはフランジ状の突部２３ａｆ）をデフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）に直接、溶接ｗしたものを示したが、本発明では、複数のアーム部２３ａの先端部に、キャリアベース２３ｂとは別の円環状の第２キャリアベースを一体に結合し、キャリア２３の軸方向端部、即ち第２キャリアベースの端部をデフケースＤＣに溶接ｗするようにしてもよい。

また上述した実施形態では、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）の外周端部ＤＣｏのキャリア２３側の側面に凹設される段部１５を、デフケースＤＣの全周に亘り連続した円環状に形成したものを示したが、本発明では、複数の円弧状段部を周方向に互いに間隔をおいて配列形成してもよく、この場合には、段部１５をデフケースＤＣに設けたことに因る強度低下を極力抑えてデフケースＤＣの強度保持を図りながら、デフケースＤＣを薄肉軽量化することができる。

また上述した実施形態では、デフケースＤＣ（より具体的には第１カバー部Ｃ１）のキャリア２３側の側面に段部１５に隣接して形成される凹部１６が、キャリア２３の複数のアーム部２３ａに対応した複数の円弧状凹部１６より構成されるものを示したが、本発明では、凹部１６を周方向に連続した単一の円環状の凹部（即ち環状溝）より構成してもよい。

Ｄ・・・・・差動装置
ＤＣ・・・・デフケース（入力部材）
ＤＣｏ・・・デフケース（入力部材）の外周端部
ＤＣｏｅ・・外周端部の径方向外端面
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）
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）
ｗ・・・・・溶接
１５・・・・段部
１６・・・・凹部
２２・・・・遊星ギヤ
２３・・・・キャリア
２３ａ・・・アーム部
２３ａｆ・・突部（軸方向端部）

Claims (10)

1. 駆動力が入力される遊星ギヤ（２２）を支持するキャリア（２３）と結合可能な入力部材（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）に噛合する一対の出力ギヤ（Ｓ）とを備え、
   前記入力部材（ＤＣ）は、前記キャリア（２３）に結合されるキャリア（２３）側側面が前記遊星ギヤ（２２）に対する摺動支持面となっていると共に、その入力部材（ＤＣ）の外周端部（ＤＣｏ）のキャリア（２３）側側面に、前記キャリア（２３）とは反対側に窪み且つ該窪みが前記外周端部（ＤＣｏ）の径方向外端面（ＤＣｏｅ）まで延びていて前記キャリア（２３）と当接可能である段部（１５）を有し、
   前記段部（１５）と前記キャリア（２３）とは溶接（ｗ）結合されることを特徴とする、差動装置。
2. 駆動力が入力される遊星ギヤ（２２）を支持するキャリア（２３）と結合可能な入力部材（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）に噛合する一対の出力ギヤ（Ｓ）とを備え、
   前記入力部材（ＤＣ）は、その入力部材（ＤＣ）の外周端部（ＤＣｏ）の前記キャリア（２３）側側面に、前記キャリア（２３）とは反対側に窪み且つ該窪みが前記外周端部（ＤＣｏ）の径方向外端面（ＤＣｏｅ）まで延びていて前記キャリア（２３）と当接可能である段部（１５）を有し、
   前記段部（１５）と前記キャリア（２３）とは溶接（ｗ）結合され、
   前記入力部材（ＤＣ）は、前記段部（１５）の径方向内方側で隣接した、前記段部（１５）よりも深い凹部（１６）を有し、
   前記キャリア（２３）は、該キャリア（２３）の周方向に並ぶ複数の前記遊星ギヤ（２２）の相互間にアーム部（２３ａ）を有し、
   前記凹部（１６）は、少なくとも前記アーム部（２３ａ）の周方向での一方端よりも周方向外方側に延びていることを特徴とする、請差動装置。
3. 前記凹部（１６）は、周方向に互いに間隔をおいて複数配設されることを特徴とする、請求項２に記載の差動装置。
4. 前記段部（１５）と前記キャリア（２３）との溶接部（ｗａ）が前記入力部材（ＤＣ）の外周端部（ＤＣｏ）に含ま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. 前記段部（１５）は、前記遊星ギヤ（２２）の回転軸線と直交する投影面で見て、前記遊星ギヤ（２２）と重ならない位置に形成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. 前記段部（１５）は、周方向に互いに間隔をおいて複数配設されることを特徴とする、請求項１〜５の何れか１項に記載の差動装置。
7. 前記入力部材（ＤＣ）は、前記段部（１５）の径方向内方側で隣接した、前記段部（１５）よりも深い凹部（１６）を有し、
   前記凹部（１６）は、鍛造型で成形されることを特徴とする、請求項１〜６の何れか１項に記載の差動装置。
8. さらに前記差動ギヤ（Ｐ）を支持し前記入力部材（ＤＣ）に支持される差動ギヤ支持部（ＰＳ，ＰＳ′）を備え、
   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または２に記載の差動装置。
9. Ｚ１／Ｚ２≧４を満たすことを特徴とする、請求項８に記載の差動装置。
10. Ｚ１／Ｚ２≧５．８を満たすことを特徴とする、請求項８に記載の差動装置。
    

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